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UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
CENTRO DE TECNOLOGIA
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
ANÁLISE TRIBO-TERMODINÂMICA DA APLICAÇÃO DE
NANOPARTÍCULAS DE Al2O3 COMO ADITIVO LUBRIFICANTE
EM COMPRESSOR HERMÉTICO DE REFRIGERAÇÃO
IGOR MARCEL GOMES ALMEIDA
Natal-RN, 2015
i
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
CENTRO DE TECNOLOGIA
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
ANÁLISE TRIBO-TERMODINÂMICA DA APLICAÇÃO DE
NANOPARTÍCULAS DE Al2O3 COMO ADITIVO LUBRIFICANTE
EM COMPRESSOR HERMÉTICO DE REFRIGERAÇÃO
Tese submetida à
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
como parte dos requisitos para a obtenção do grau de
DOUTOR EM ENGENHARIA MECÂNICA
IGOR MARCEL GOMES ALMEIDA
ORIENTADOR: PROF. DR. CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA
CO-ORIENTADOR: PROF. DR. JOÃO TELESFORO NÓBREGA DE
MEDEIROS
NATAL-RN, Dezembro de 2015
ii
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
CENTRO DE TECNOLOGIA
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
ANÁLISE TRIBO-TERMODINÂMICA DA APLICAÇÃO DE
NANOPARTÍCULAS DE Al2O3 COMO ADITIVO LUBRIFICANTE
EM COMPRESSOR HERMÉTICO DE REFRIGERAÇÃO
IGOR MARCEL GOMES ALMEIDA
Esta tese foi julgada adequada para a obtenção do título de
DOUTOR EM ENGENHARIA MECÂNICA
sendo aprovada em sua forma final.
CLEITON RUBENS FORMIGA BARBOSA – Orientador
JOÃO TELESFORO NÓBREGA DE MEDEIROS – Co-orientador
iii
iv
AGRADECIMENTOS
Este trabalho não poderia ter sido concluído sem a ajuda de várias pessoas, as
quais deixo aqui meus sinceros agradecimentos:
Inicialmente, a meus familiares pela companhia nesta jornada.
Ao professor João Telesforo Nóbrega de Medeiros pelas discussões acerca de
temas relativos à auto-organização. Onde pude me interessar e desenvolver estudos de
correlação entre termodinâmica da auto-organização e tribologia.
Ao professor Cleiton Rubens Formiga Barbosa pelo apoio, confiança e pela
orientação prestada à este trabalho e em toda minha vida acadêmica, da graduação ao
doutorado.
Ao professor Francisco de Assis Oliveira Fontes pelas sugestões e orientações
em toda a minha vida acadêmica.
À Tecumseh do Brasil Ltda. e, especialmente, a Luis Miguel Valdes Lopez
(Coordenador de Pesquisa e Desenvolvimento) pelo apoio a este projeto com o
fornecimento de compressores herméticos para a realização dos ensaios.
Ao CNPq pela concessão de auxílio financeiro.
Aos colegas do Laboratório de Energia, do NIT da UFRN, pelo apoio nas
atividades experimentais.
Aos colegas do GET da UFRN pelo apoio nas atividades experimentais.
v
“Mesmo se, de fato, encontrássemos um conjunto completo de leis básicas, ainda
estaria projetada nos anos posteriores a intelectualmente lendária tarefa de
desenvolver melhores métodos de aproximação, a fim de que pudéssemos fazer
previsões úteis quanto aos prováveis comportamentos das situações reais complexas.
Uma teoria completa, consistente, unificada, é apenas o primeiro passo: nosso objetivo
é a completa compreensão dos eventos à nossa volta e de nossa própria existência.”
- Stephen Hawking
(Uma breve história do tempo: do Big Bang aos buracos negros, pág.231, Rio de
Janeiro, Rocco, 1988)
“A ciência começa a estar em condições de descrever a criatividade da natureza, e o
tempo, hoje, é também o tempo que não fala mais de solidão, mas sim da aliança do
homem com a natureza que ele descreve.”
- Ilya Prigogine
(As leis do caos, pág.84, São Paulo, Editora UNESP, 2002)
“A seta do tempo pode ser melhor desenhada através de outro fenômeno auto-
regulado: a ocorrência e mudança (evolução no tempo) da organização dos fluxos na
natureza, animados ou inanimados. Esta outra seta do tempo sempre esteve presente na
ciência, mas não é reconhecida como tal desde o nascimento da termodinâmica. É o
Demônio de Maxwell. Em termos macroscópicos, esta é a física do fenômeno de design,
que é a tendência universal natural dos sistemas de fluxo: evoluir para configurações
que forneçam, progressivamente, maior acesso ao longo do tempo, resumida como a lei
construtal do desenho e evolução na natureza. O conhecimento é a capacidade de
efetuar alterações de design que facilitem o fluxo humano ao longo da natureza.
Conhecimento também flui.”
- Adrian Bejan
(Maxwell's Demons Everywhere: Evolving Design as the Arrow of Time, Scientific
Reports 4, Artigo 4017, 2014.)
vi
SUMÁRIO
RESUMO.......................................................................................................................xvi
ABSTRACT...................................................................................................................xvii
LISTA DE FIGURAS...................................................................................................viii
LISTA DE TABELAS....................................................................................................xii
LISTA DE SIMBOLOS.................................................................................................xiii
1 INTRODUÇÃO ..................................................................................................... 01
1.1 Lubrificação em compressores herméticos...............................................................01
1.2 Tribologia de compressores herméticos....................................................................04
1.3 Fundamentos da nanotecnologia...............................................................................11
1.4 Nanomaterial: óxido de alumínio (Al2O3).................................................................18
1.5 Hipótese investigativa................................................................................................19
1.6 Contribuições científicas...........................................................................................19
1.7 Objetivos gerais e específicos...................................................................................21
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ............................................................................ 22
2.1 Uso de nanopartículas como aditivo lubrificante em sistemas de refrigeração ....... 22
2.2 Geração de entropia com nanofluidos ................................................................... 29
3 TEORIAS E MODELOS..........................................................................................35
3.1 Processos dissipativos em refrigerador exoreversível..............................................35
3.2 Propriedades termofísicas do nanorefrigerante R600a/Al2O3..................................48
3.3 Geração de entropia com o nanorefrigerante R600a/Al2O3......................................59
3.4 Irreversibilidades termodinâmicas em ciclos de refrigeração.................................65
4 MATERIAIS E MÉTODOS ................................................................................. 71
4.1 Aparato e procedimento experimental .................................................................. 71
4.1.1 Preparação e caracterização termofísica do nanolubrificante ..........................72
4.1.2 Descrição do refrigerador, aparato experimental e instrumentação................78
4.1.3 Análise de incertezas.......................................................................................84
4.1.4 Otimização termodinâmica baseada no método Taguchi................................86
4.1.5 Ensaio tribológico em HFRR (High Frequency Reciprocating Rig)...............89
5 RESULTADOS E DISCUSSÕES ....................................................................... ..96
5.1 Viscosidade dinâmica dos nanolubrificantes.............................................................96
5.2 Condutividade térmica dos nanolubrificantes........................................................100
5.3 Performance termodinâmica do refrigerador.........................................................103
vii
5.4 Coeficiente de atrito...................................................................................... .........126
5.5 Avaliação de desgaste das esferas.........................................................................128
5.6 Avaliação do desgaste dos discos por MEV e EDS...............................................131
5.7 Miniaturização ou nanomateriais?..........................................................................143
6 CONCLUSÕES E RECOMENDAÇÕES .......................................................... 146
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ................................................................... 149
ANEXOS
ANEXO 1 – LAUDO TÉCNICO DE CALIBRAÇÃO DE ANALISADOR DE
CONDUTIVIDADE, DIFUSIVIDADE E RESISTIVIDADE TÉRMICA KD2PRO..167
viii
LISTA DE FIGURAS
Figura 1: Ciclo de refrigeração por compressão de vapor com comportamentos críticos
da mistura óleo/refrigerante .......................................................................................... .1
Figura 2: Geometria do sistema de bombeamento de óleo em compressor hermético . .3
Figura 3: Vista esquemática do mecanismo de um compressor hermético de movimento
alternado ....................................................................................................................... 5
Figura 4: Vista superior do mecanismo de compressão de um compressor hermético
com indicação dos principais componentes ................................................................... 8
Figura 5: Esquema da seção transversal da estrutura de um nanofluido ...................... 12
Figura 6: Processo de preparação de nanofluidos em dois passos .............................. 14
Figura 7: Mecanismos de lubrificação possíveis pela aplicação de nanolubrificantes
entre superfícies em atrito................................................................................................17
Figura 8: A função de exergia do calor latente (linha sólida) e calor sensível (linha
tracejada) como função da temperatura..........................................................................37
Figura 9: Dados estatísticos do grau de perfeição termodinâmica para máquinas de
refrigeração (curva 1 – Tc) e motores térmicos (curva 2 – Tg) a T0 = 300 K..................38
Figura 10: Balanço de energia em refrigerador exoreversível.......................................43
Figura 11: Ponto de operação ótimo do refrigerador......................................... .........46
Figura 12: Taxas de geração de entropia do refrigerador..............................................47
Figura 13: Condutividade térmica para R600a e nanopartículas de Al2O3 utilizando o
modelo de Corcione (2011).............................................................................................51
Figura 14: Comparação de viscosidades relativas entre diversos modelos disponíveis na
literatura...........................................................................................................................52
Figura 15: Coeficiente convectivo do nanorefrigerante.................................................55
Figura 16: Número de Péclet em função do diâmetro das nanopartículas.....................57
Figura 17: Número de Mouromtseff em função do diâmetro das nanopartículas..........58
Figura 18: (a) Esquema da configuração em análise, (b) Volume de controle para
balanço de entropia.........................................................................................................60
Figura 19: Geração de entropia térmica para diferentes vazões de nanorefrigerante....64
Figura 20: Numero de Reynolds em função da concentração e diâmetro das
nanopartículas..................................................................................................................64
Figura 21: Número de Bejan em função da concentração de nanopartículas de Al2O3.65
ix
Figura 22: Diagrama T-s esquemático do sistema de refrigeração por compressão de
vapor................................................................................................................................66
Figura 23: Imagem das nanopartículas de Al2O3 com diâmetro médio de 50 nm, obtidas
por MEV..........................................................................................................................72
Figura 24: Procedimento de preparação do nanolubrificante. (a) balança analítica
utilizada, (b) agitação magnética de 200 mL de nanolubrificante...................................74
Figura 25: Amostras de nanolubrificante após a preparação: da esquerda para a direita,
concentrações de 0; 0,1; 0,5; 1,19 e 1,98 g/L logo após
preparação........................................................................................................................75
Figura 26: Reômetro Brookfield LVDV-III Ultra utilizado para medição de viscosidade
dos nanolubrificantes. (a) Visão geral do equipamento. (b) Detalhe da montagem para
medição de viscosidade...................................................................................................76
Figura 27: Aparato para medição de condutividade térmica , KD2-Pro e banho
termostático Brookfield TC-500......................................................................................77
Figura 28: Refrigerador do tipo expositor vertical utilizado nos experimentos.............79
Figura 29: Diagrama esquemático do circuito de refrigeração e localização da
instrumentação.................................................................................................................82
Figura 30: Componentes (pistão, pino e biela) do mecanismo de compressão do
compressor hermético utilizado nos experimentos.........................................................90
Figura 31. Estrutura e composição do aparato de ensaios de lubricidade HFR.............92
Figura 32. Diagrama esquemático do ensaio no equipamento de lubricidade HFRR
(Adaptada de Farias et al., 2011)....................................................................................94
Figura 33. Viscosidades dinâmicas das amostras de nanolubrificante em função da
temperatura......................................................................................................................96
Figura 34. Variação da viscosidade relativa com a temperatura....................................98
Figura 35. Condutividade térmica relativa das amostras em diversas temperaturas...102
Figura 36. Irreversibilidade total até o set-point para os ensaios realizados em função
do tempo....................................................................................................................... 104
Figura 37. Relação sinal/ruído da carga de R600a. .....................................................106
Figura 38. Relação sinal/ruído da concentração de Al2O3.......................................... 106
Figura 39. Relação sinal/ruído da velocidade do ventilador do condensador..............107
Figura 40. Relação sinal/ruído da combinação velocidade de rotação/concentração de
Al2O3..............................................................................................................................107
x
Figura 41. Diagrama representativo das parcelas de influência na performance do
ssitema...........................................................................................................................108
Figura 42. Severidade de interação entre os fatores de influência.............................. 109
Figura 43. Arranjo especial de ciclo de refrigeração prevendo a utilização de
nanofluidos, conforme patente US2012/0017614........................................................ 110
Figura 44. Irreversibilidade no processo 1-2............................................................... 112
Figura 45. Irreversibilidade no processo 2-3.............................................................. 114
Figura 46. Irreversibilidades no processo 3-4............................................................. 115
Figura 47. Irreversibilidades no processo 4-5............................................................ 116
Figura 48. Irreversibilidades no processo 5-1............................................................ 117
Figura 49. Irreversibilidades no trocador de calor interno.......................................... 118
Figura 50. Irreversibilidades totais............................................................................. 119
Figura 51. Eficiência exergética dos ensaios selecionados........................................ 120
Figura 52. Temperatura do cárter do compressor durante ensaios de ciclagem...........123
Figura 53. Temperatura da água em ensaio de ciclagem..............................................124
Figura 54. Potência consumida pelo compressor até o set-point..................................125
Figura 55. Coeficiente de atrito em função do tempo..................................................128
Figura 56. Imagens das escaras de desgaste correspondentes aos ensaios de lubricidade.
A) Diâmetro médio da escara medido para a concentração de 0,1 g/l. B) Diâmetro
médio da escara medido para o óleo mineral puro. C) Diâmetro médio da escara medido
para concentração de 0,5 g/l..........................................................................................129
Figura 57. Imagens da superfície do disco com acabamento superficial para os ensaios,
ampliadas em 50 e 100 vezes........................................................................................131
Figura 58. Referencial topológico para análise da escara de desgaste dos discos, de
acordo com a contagem de horas do relógio: 11-12-1 se situa no fim de curso da esfera
sob movimento alternado sobre a face plana do disco..................................................132
Figura 59. (a) Aspectos gerais da escara de desgaste do disco lubrificado com óleo
mineral CP RF 32 e ampliação das zonas de contato (b) central 0, (c) frontal 11-12-1 e
(d) lateral 2-3-4..............................................................................................................133
Figura 60. Ampliação da zona de contato 0, destacando o ponto A............................134
Figura 61. Espectro EDS do ponto A na zona de contato 0.........................................134
Figura 62. Ampliação da zona de contato 2-3-4, destacando o ponto B......................135
Figura 63. Espectro EDS do ponto B na zona de contato 2-3-4...................................135
xi
Figura 64. (a) Aspectos gerais da escara de desgaste do disco lubrificado com com óleo
mineral CP RF 32 + 0,1 g/l de Al2O3 e ampliação das zonas de contato (b) central 0, (c)
frontal 11-12-1 e (d) lateral 2-3-4..................................................................................136
Figura 65. Zona de contato 11-12-1 do disco lubrificado com óleo CP RF 32 + 0,1 g/l
de Al2O3. Ampliação de 2500x......................................................................................137
Figura 66. Espectro EDS da zona de contato 11-12-1..................................................138
Figura 67. Zona de contato 0: aspecto topográfico da superfície.................................138
Figura 68. Espectro EDS da zona de contato 0............................................................139
Figura 69. (a) Aspectos gerais da escara de desgaste do disco lubrificado com óleo
mineral CP RF 32 + 0,5 g/l de Al2O3, e ampliação das zonas de contato (b) central 0,
(c) frontal 11-12-1 e (d) lateral 2-3-4............................................................................140
Figura 70. Ampliação da zona de contato 0, destacando o ponto A............................141
Figura 71. Espectro EDS do ponto A na zona de contato 0........................................141
Figura 72. Ampliação da zona de contato 2-3-4, destacando o ponto B.....................142
Figura 73. Espectro EDS do ponto B na zona de contato 2-3-4..................................142
Figura 74. a) planta Lotus; b) protuberâncias micrométricas e c) nano-padrões
biomiméticos (Singh e Su, 2013). ................................................................................144
xii
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 – Condutividade térmica de alguns materiais, fluidos base e nanofluidos
(Adaptada de Gupta et al., 2012) ................................................................................. 15
Tabela 2 – Características mecânicas e físicas do Al2O3.................................................18
Tabela 3 – Trabalhos e artigos publicados em congressos e periódicos ........................ 19
Tabela 4 – Estudos relacionados a nanopartículas de Al2O3 (Adaptada de Celen et al.,
2014) .......................................................................................................................... 27
Tabela 5 – Estudos de geração de entropia com o usio de nanofluidos em sistemas
térmicos (Adaptada de Mahian et al., 2014)....................................................................31
Tabela 6 – Principais funções-objetivo ecológicas para otimização de refrigeradores
irreversíveis.....................................................................................................................40
Tabela 7 – Propriedades das nanopartículas de Al2O3 e R600a (líquido).......................49
Tabela 8 – Propriedades do escoamento do nanorefrigerante.........................................50
Tabela 9 – Coeficientes de difusão de Einstein-Stokes para diferentes diâmetros de
nanopartículas..................................................................................................................56
Tabela 10 – Características do óleo mineral naftênico (ISO 32).....................................73
Tabela 11 – Especificações técnicas do refrigerador.......................................................78
Tabela 12 – Identificação dos sensores de temperatura, pressão e manômetros.............80
Tabela 13 – Exatidão dos instrumentos utilizados..........................................................81
Tabela 14 – Incertezas para o ensaio de referência com o R600a puro..........................85
Tabela 15 – Fatores e níveis experimentais selecionados...............................................87
Tabela 16 – Projeto experimental L8 selecionado...........................................................88
Tabela 17 – Parâmetros de contato no compressor hermético........................................91
Tabela 18 – Parâmetros experimentais do contato esfera/plano......................................91
Tabela 19 – Condutividade térmica dos nanolubrificantes...........................................101
Tabela 20 – Resultados dos ensaios planejados............................................................104
Tabela 21 – Tabela ANOVA dos resultados obtidos....................................................108
Tabela 22 – Parâmetros de performance para os ensaios com R600a, R134a e
nanolubrificantes...........................................................................................................121
Tabela 23 – Coeficiente de atrito entre esfera e disco para diferentes concentrações de
nanopartículas...............................................................................................................127
Tabela 24 – Resultados do diâmetro da escara de desgaste (WSD).............................130
xiii
SíMBOLOS
Alfabeto Latino:
A Exergia fornecida pelo ciclo (capacidade de resfriamento) [W]
L Comprimento [m]
Cp Calor específico [J/kgK]
D Diâmetro [m]
COP Coeficiente de performance [-]
COPE Coeficiente de performance exergético [-]
COF Coeficiente de atrito [-]
ECOP Coeficiente de performance ecológico [-]
T Temperatura [K]
E Exergia destruída teórica (função de otimização ecológica) [W]
S Entropia [kJ/K]
H Entalpia [kJ]
Q Quantidade de Calor [W]
P Potência produzida [W]
ODP Potencial de depleção de ozônio [-]
GWP Potencial de aquecimento global por gases de efeito estufa [-]
TEWI Equivalente total de aquecimento global [-]
R Carga térmica [W]
W Trabalho [W]
I Irreversibilidade [W]
X Velocidade macroscópica [m/s]
BΦ Propriedade intrínseca de determinado material, relativa ao efeito Joule
Fµ Parâmetro inerente ao projeto do sistema, relativo ao coeficiente de atrito
xiv
K Condutância térmica
x Título de vapor [%]
k Condutividade térmica [W/mK]
Pr Numero adimensional de Prandtl [-]
Re Número adimensional de Reynolds [-]
Mo Número adimensional de Mouromtseff [-]
Nu Número adimensional de Nusselt [-]
Pe Número adimensional de Péclet [-]
G Vazão mássica [kg/s]
MEV Microscopia eletrônica de varredura [-]
NBR Norma brasileira [-]
WSD Diâmetro da escara de desgaste (Wear Scar Diameter) [µm]
Alfabeto Grego:
ρ Massa específica [kg/m3]
φ Fração volumétrica [%]
η Eficiência [%]
σ Taxa de geração de entropia [kJ/kgK]
ε Coeficiente de performance [-]
λ Condutância térmica interna [W/mK]
Φ Efeito Joule [W]
µ Viscosidade [mPas]
𝜒 Difusividade térmica [m2/s]
Índices:
xv
t Térmica;
f Atrito
0 Valores iniciais;
g Referente a motores térmicos
hs Fonte quente
cs Fonte fria
res Resistência elétrica
p Partícula
r Refrigerante
nr Nanorefrigerante
bf Fluido base
B Browniana
w Parede
gen Gerada
med Médio
out Saída
IHEX Trocador de calor interno
Ele Elétrica
suc Sucção
des Descarga
xvi
RESUMO
A performance termodinâmica de um sistema de refrigeração pode ser melhorada se a
redução no trabalho de compressão for obtida por uma determinada técnica, para uma
taxa de remoção de calor específica. Este trabalho analisa o efeito da dispersão, em
pequena concentração, de nanopartículas de Al2O3 (50 nm de dâmetro) no lubrificante
baseado em óleo mineral sobre: a viscosidade, condutividade térmica e características de
lubrificação, bem como na performance global (baseada na segunda lei da
termodinâmica) do sistema de refrigeração utilizando R134a ou R600a como
refrigerantes. O estudo analisou as influências das variáveis: i) carga de refrigerante (100,
110, 120 e 130 g), ii) velocidade de rotação do forçador do condensador (800 e 1100
RPM) e iii) concentração de nanopartículas (0,1 e 0,5 g/l) sobre a performance do sistema
utilizando o método Taguchi numa matriz de ensaios L8, tendo como critério “menor
irreversibilidade é melhor”. Foram realizados ensaios de abaixamento de temperatura e
ciclagem conforme normas NBR 12866 e NBR 12869, respectivamente, para avaliar os
parâmetros operacionais de: porcentagem de funcionamento, número de ciclos por hora,
pressões de sucção e descarga, temperatura do cárter do compressor, temperatura de
evaporação, temperatura de condensação, consumo de energia até set-point, consumo
total de energia e potência consumida. Para fins de avaliação das características de
lubrificação dos nanolubrificantes utilizados no compressor, foram realizados ensaios
acelerados em uma bancada de HFRR. Em cada ensaio de 60 minutos, lubrificado por um
nanolubrificante com determinada concentração (0; 0,1 e 0,5 g/l), com três repetições,
uma esfera (diâmetro 6,00±0,05 mm, Ra 0,05±0,005 µm, aço AISI 52100, E = 210 GPa,
HRC 62±4) deslizava sobre um disco plano (ferro fundido cinzento FC200, Ra <
0,5±0,005 µm) em um movimento alternado com amplitude de 1 mm, frequência de 20
Hz e carga normal de 1,96 N. Os sinais de coeficiente de atrito foram registrados por
sensores acoplados ao sistema HFRR. Observou-se uma tendência pouco comentada na
literatura: a de redução da viscosidade do nanolubrificante com a presença de baixas
concentrações de nanopartículas. Constatou-se a tendência dominante na literatura,
aumento da condutividade térmica com o aumento da fração em massa de nanopartículas
no fluido base. Outro fato constatado é o crescimento expressivo da condutividade
térmica do nanolubrificante com o aumento da temperatura. A velocidade de rotação do
ventilador do condensador é o parâmetro de maior influência (46,192%) na performance
termodinâmica do refrigerador, seguido da carga de R600a (38,606 %). A concentração
de nanopartículas de Al2O3 no lubrificante desempenha a menor influência na
performance do sistema, com 12,44%. Os resultados de consumo de energia indicam que
a adição de nanopartículas ao lubrificante (0,1 g/l), juntamente com o R600a, permitem
reduzir o consumo do refrigerador em 22%, com relação ao R134a e lubrificante POE.
Somente a adição de nanopartículas de Al2O3 ao lubrificante resulta em redução de cerca
de 5% no consumo.
Palavras-chave: nanolubrificantes, irreversibilidades, refrigerador, tribologia
xvii
ABSTRACT
The thermodynamic performance of a refrigeration system can be improved by reducing
the compression work by a particular technique for a specific heat removal rate. This
study examines the effect of small concentrations of Al2O3 (50 nm) nanoparticles
dispersion in the mineral oil based lubricant on the: viscosity, thermal conductivity, and
lubrication characteristics as well as the overall performance (based on the Second Law
of Thermodynamics) of the refrigerating system using R134a or R600a as refrigerants.
The study looked at the influences of variables: i) refrigerant charge (100, 110, 120 and
130 g), ii) rotational speed of the condenser blower (800 and 1100 RPM) and iii)
nanoparticle concentration (0.1 and 0.5 g/l) on the system performance based on the
Taguchi method in a matrix of L8 trials with the criterion "small irreversibility is better”.
They were carried pulldown and cycling tests according to NBR 12866 and NBR 12869,
respectively, to evaluate the operational parameters: on-time ratio, cycles per hour,
suction and discharge pressures, oil sump temperature, evaporation and condensation
temperatures, energy consumption at the set-point, total energy consumption and
compressor power. In order to evaluate the nanolubricant characteristics, accelerated tests
were performed in a HFRR bench. In each 60 minutes test with nanolubricants at a certain
concentration (0, 0.1 and 0.5 g/l), with three replications, the sphere (diameter 6.00 ± 0.05
mm, Ra 0.05 ± 0.005 um, AISI 52100 steel, E = 210 GPa, HRC 62 ± 4) sliding on a flat
plate (cast iron FC200, Ra <0.5 ± 0.005 um) in a reciprocating motion with amplitude of
1 mm, frequency 20 Hz and a normal load of 1,96 N. The friction coefficient signals were
recorded by sensors coupled to the HFRR system. There was a trend commented bit in
the literature: a nanolubricant viscosity reduction at the low nanoparticles concentrations.
It was found the dominant trend in the literature: increased thermal conductivity with
increasing nanoparticles mass fraction in the base fluid. Another fact observed is the
significant thermal conductivity growth of nanolubricant with increasing temperature.
The condenser fan rotational speed is the most influential parameter (46.192%) in the
refrigerator performance, followed by R600a charge (38.606%). The Al2O3 nanoparticles
concentration in the lubricant plays a minor influence on system performance, with
12.44%. The results of power consumption indicates that the nanoparticles addition in the
lubricant (0.1 g/L), together with R600a, the refrigerator consumption is reduced of 22%
with respect to R134a and POE lubricant. Only the Al2O3 nanoparticles addition in the
lubricant results in a consumption reduction of about 5%.
Keywords: nanolubricants, irreversibilities, refrigerator, tribology.
1
1 – INTRODUÇÃO
1.1. LUBRIFICAÇÃO EM COMPRESSORES HERMÉTICOS
A necessidade de resfriar ambientes para conservar alimentos ou para mantê-los
confortáveis durante o verão requer o uso de compressores sofisticados. A lubrificação é
um importante aspecto deste processo, já que os componentes do compressor precisam
ser mantidos em um ambiente hermético, conforme requisitos de ausência de umidade e
impurezas no sistema. O lubrificante também deve ser compatível com o refrigerante
utilizado pelo compressor para remover calor do sistema. A figura 1 mostra o
procedimento operacional básico para remoção de calor, que é conhecido como ciclo de
refrigeração por compressão. No processo 1-2 que se inicia no lado direito do diagrama,
o compressor atua para comprimir o refrigerante de uma baixa pressão para uma alta
pressão e temperatura de operação.
Figura 1. Ciclo de refrigeração por compressão de vapor com comportamentos críticos
da mistura óleo/refrigerante (Fonte: O Autor, 2015).
Recentemente, PAG´s (polialquileno-glicol) e óleos a base de éster (POE´s) foram
recomendados como novos óleos para refrigeração. Embora muitos deles sejam miscíveis
com o refrigerante R134a, não é garantida a formação de um filme de lubrificante sob
condições de elevada pressão (Ciantar et al., 1999). Devido às diferentes condições de
operação (temperatura, pressão e mecanismo de contato) em cada compressor, um mesmo
2
lubrificante compatível com o R134a e capaz de formar filmes de óleo estáveis deve ser
usado (Na et al., 1998).
No entanto, preocupações quanto à estabilidade química (propriedade de uma
substância resistir à uma reação química) tem levado ao desenvolvimento de óleos
sintéticos poliolester (POE), que dependendo da viscosidade proporcionam condições
favoráveis a diversos sistemas de refrigeração por compressão de vapor que operam em
um ambiente com R134a. Amplas questões foram resolvidas em relação a adequação do
óleo para sistemas selados, o que é um fator crítico para a vida do sistema (Ciantar et al.,
1999).
O lubrificante, além de lubrificar o sistema mecânico, resfria o mecanismo do
compressor, isola eletricamente o motor da carcaça do compressor, atenua o ruído e sela
os componentes do mecanismo biela-manivela do compressor (Garland e Hadfield,
2005).
Cerca de 10% do lubrificante do compressor é circulado juntamente com o
refrigerante (Luckmann et al., 2009), a Figura 2 apresenta o mecanismo de bombeamento
de óleo para os componentes em atrito do compressor. Por esta razão, boa miscibilidade
deve ser assegurada entre o lubrificante e o refrigerante, para garantir, portanto, o retorno
de óleo para o compressor. O óleo mineral que forma uma combinação altamente miscível
com o R12 é imiscível com o R134a.
Novos lubrificantes desenvolvidos podem reduzir a eficiência do sistema devido
à mudança no trabalho realizado pelo compressor, como resultado de arraste viscoso ou
perdas cíclicas do compressor. O meio lubrificante também pode reduzir a condutividade
térmica nos trocadores de calor que são circulados por refrigerante. Depósito de óleo na
superfície interna dos tubos como resultado de pobre miscibilidade ou uma mudança nas
propriedades de condensação e evaporação do refrigerante, devido à boa solubilidade,
pode aumentar a frequência de operação do compressor (Luckmann et al., 2009).
3
Figura 2. Geometria do sistema de bombeamento de óleo em compressor hermético
(Fonte: Adaptada de Luckmann et al., 2009)
A viscosidade do óleo tem um papel importante no perfil de desgaste de
superfícies em contato deslizante sob extremas condições de pressão de contato. O
contato desenvolvido em um compressor alternativo é uma conexão conformante entre
uma biela de liga de alumínio fundido ou ferro fundido e um pino de aço temperado. Sob
operação normal (compressor em funcionamento contínuo), as condições são semelhantes
às da lubrificação hidrodinâmica, mas sob condições de partida/parada a condição é
semelhante à lubrificação limite. Assim, a viscosidade do óleo se torna uma preocupação
preliminar para projetistas de compressores e lubrificação. Viscosidades mais elevadas
proporcionam um regime de lubrificação hidrodinâmica, mas podem afetar a eficiência
do sistema devido ao aumento de trabalho no compressor (Ciantar et al., 2000).
A importância da especificação adequada dos fluidos de lubrificação se torna mais
relevante devido à influência de dois fatores: a variação da viscosidade do óleo com a
temperatura e a diluição (miscibilidade/solubilidade) do lubrificante pelo refrigerante.
Além disso, como em compressores muito pouco oxigênio está presente nas
superfícies de deslizamento para formar filmes de óxidos benéficos, o desgaste em
ambiente com R134a é mais pronunciado (Ciantar et al., 1999).
A presença de gases não-condensáveis, como oxigênio, no interior do circuito de
refrigeração por compressão de vapor introduz uma resistência térmica adicional no
4
condensador, que pode reduzir, significativamente, a eficiência energética do sistema.
Isto modifica as características de transferência de calor no condensador e evaporador,
além de proporcionar bloqueio do tubo capilar (Cecchinato et al., 2007).
Embora os resultados de ensaios reais em compressores não possam incidir sobre
outros tipos de compressores, os resultados obtidos para um compressor específico podem
ser correlacionados com outros ensaios de bancada, de forma que o desempenho em
campo pode ser otimizado através da seleção de materiais e combinações
refrigerantes/lubrificantes (Ciantar, 2000).
1.2. TRIBOLOGIA DE COMPRESSORES HERMÉTICOS
Os refrigeradores e freezers residenciais e comerciais de pequeno porte utilizam,
normalmente, compressores herméticos que acionam o ciclo de refrigeração. Os
compressores aumentam a pressão do refrigerante e elevam a sua temperatura,
descarregando-o no ciclo de refrigeração.
A refrigeração comercial compreende o congelamento e conservação de alimentos
em mercados e supermercados, sendo assim, um dos mais relevantes setores no quesito
de consumo energético (Mota-Babiloni et al., 2015b).
Os compressores de movimento alternado são largamente empregados na
refrigeração residencial e em muitas outras aplicações. Um sistema de manivela movido
por um motor elétrico transforma o movimento rotativo do rotor em um movimento
alternado do pistão. Em uma operação cíclica de dois tempos, o pistão desce no curso de
sucção, a pressão do gás no cilindro cai até que seja inferior à pressão da linha de sucção
e a válvula automática se abre para admitir o gás do evaporador. Na parte inferior do
curso, a válvula se fecha e começa o curso de compressão. Quando a pressão do cilindro
é maior do que a pressão de alta do sistema, a válvula de descarga automática abre e
permite a passagem do gás para o condensador (Prata e Barbosa, 2009). A figura 3
apresenta esquematicamente a estrutura interna de um compressor hermético de
movimento alternado.
5
Figura 3. Vista esquemática do mecanismo de um compressor hermético de
movimento alternado (Fonte: Adaptada de Prata e Barbosa, 2009)
Um sistema de compressão pesa aproximadamente 1,2 kg e é apoiado por um
mancal axial, como indicado na figura 3. Neste compressor, os mancais principal e
inferior desempenham um papel crucial em manter o eixo na posição vertical durante o
giro, por causa da alta carga que ocorre durante a compressão do refrigerante dentro do
cilindro.
Além dos mancais do eixo-árvore e do eixo de manivelas, que permitem a rotação
com atrito reduzido, o movimento axial do pistão dentro do cilindro também requer
lubrificação adequada. Devido à dinâmica da conversão do movimento rotativo em um
movimento alternado axial do pistão, movimentos oscilatórios secundários e terciários e
radiais também estão presentes e devem ser considerados em uma análise detalhada do
mecanismo de compressão.
É bem conhecido que a temática do aquecimento global não deve ser analisada
somente do ponto de vista das emissões diretas, i.e., vazamentos de refrigerante durante
operação e no fim da vida do equipamento (Prata e Barbosa, 2007). Como apresentado
por diversas fontes (Coulomb, 2006; Flohr et al., 2004; Trott e Welch, 2000),
aproximadamente 80%, ou mais, do impacto de Aquecimento Global de plantas de
6
refrigeração é devido ao consumo de energia (um efeito indireto), e não ao vazamento de
gases refrigerantes. Existem mais de 109 de refrigeradores domésticos em operação em
torno do mundo, o que corresponde ao dobro da produção entre 1990 e 2002 (Coulomb,
2006). Em refrigeração comercial, existem mais de 75 x 106 unidades em operação
(Billiard, 2004). No geral, a refrigeração consome cerca de 15% de toda a eletricidade
produzida no mundo, e a maior parte é associado aos combustíveis fósseis. Reduzir o
consumo de energia dos sistemas de refrigeração se torna, agora, uma prioridade
ambiental (Coulomb, 2006).
O refrigerante R134a (Potencial de Aquecimento Global = 1430) é usado em
aplicações domésticas e comerciais de média temperatura. Sua aplicação no segmento
comercial é limitada pelo seu ponto de ebulição normal que é de aproximadamente -26ºC
e, a temperaturas inferiores a essa, a pressão do sistema é menor que a atmosférica.
A limitação do Potencial de Aquecimento Global (Global Warming Potential,
GWP) imposta pela EU 517/2014 na refrigeração comercial e doméstica vai implicar que
os aparelhos sejam atualizados para o R600a (isobutano), com pequenas modificações. O
R600a é barato e opera com melhor performance que outros refrigerantes (Lee e Su,
2002), seu uso é recomendado por organizações ambientais. Embora o R600a seja
inflamável (classificado como A3 pela ASHRAE), ele pode ser utilizado já que uma
pequena quantidade de refrigerante é requerida pelo sistema, geralmente menos de 600
gramas (Mota-Babiloni et al., 2015a).
A regulação EU 517/2014 tem o objetivo de limitar o uso de refrigerantes
comumente usados em sistemas de refrigeração e ar condicionado (R134a – GWP = 1430,
R404A – GWP = 3922, e R410A – GWP = 2088) devido aos elevados valores de GWP.
Existem muitas opções de substituição, no entanto, nenhum refrigerante deve ser imposto
como solução universal (Mota-Babiloni et al., 2015a). Segundo a EU 517/2014, o prazo
limite para eliminação do uso de R134a em refrigeração comercial e doméstica
corresponde ao ano de 2022.
Embora muitas companhias de produtos químicos tenham desenvolvido diferentes
misturas de HFC/HFO, estes refrigerantes não permitem uma solução definitiva devido
ao fato de apresentarem restrições de flamabilidade ou GWP acima dos valores
determinados pela regulação européia (EU) (o valor de 150 é muito restrito). No entanto,
em muitos casos, a performance destas misturas é inferior à dos refrigerantes usados
atualmente. Estudos detalhados das propriedades são necessários para caracterizar,
adequadamente, o comportamento destas misturas (Mota-Babiloni et al., 2015a).
7
Motivados pelos regulamentações recentes de reduzido GWP, o R404A e R507,
por exemplo, estão entrando em phase out (prazo até o ano de 2022). Assim,
hidrocarbonetos, CO2 e HFO´s aparecem como os mais promissores para substituir os
HFC´s devido a suas reduzidas parcelas de contribuição com o GWP e elevada eficiência
(Mota-Babiloni et al., 2015b).
Como os custos energéticos aumentam rapidamente, ultimamente as perdas
mecânicas dos compressores atraíram atenção renovada. Vários tratamentos superficiais
e composições óleo-refrigerante tem sido propostas para reduzir o atrito e desgaste em
compressores herméticos.
Estudos recentes lançaram alguma luz sobre a eficiência da conversão de energia
em compressores herméticos de movimento alternado e caracterizaram a natureza das
principais perdas. De um modo geral, as perdas de energia são divididas em (i) elétricas,
(ii) atrito, (iii) termodinâmicas e (iv) perdas cíclicas. Atrito e perdas termodinâmicas
estão diretamente relacionadas com o papel do óleo no compressor. Perdas por atrito são
perdas mecânicas que ocorrem nos mancais e folga entre pistão e cilindro. Perdas
termodinâmicas envolvem o fluxo de gás refrigerante no interior do compressor (Prata e
Barbosa, 2009).
Billiard (2004) indicou cinco áreas onde avanços tecnológicos para a melhoria da
eficiência energética são possíveis, são elas: (i) convecção forçada em evaporadores e
compressores, (ii) óleos de menor viscosidade, (iii) redução do nível de temperatura no
interior dos compressores, (iv) motores de velocidade variável, e (v) isolamento. Destes,
os itens (ii), (iii) e (iv) envolvem de forma direta o papel do óleo em compressores.
A capacidade do óleo de proporcionar uma lubrificação adequada (condição
hidrodinâmica) e a compatibilidade com o refrigerante é crucial para a eficiência
energética, confiabilidade e durabilidade. O papel da lubrificação é intimamente
relacionado com a viscosidade do lubrificante. Operando abaixo de valores mínimos ou
acima de valores máximos para uma aplicação específica, pode-se resultar em mau
funcionamento relacionado ao atrito e consequente desgaste.
A performance de compressores de movimento alternado é influenciada pelas
perdas mecânicas. Em compressores herméticos, perdas mecânicas são as perdas por
atrito nos mancais, que são usados para suportar partes móveis. Os principais fatores que
afetam as perdas mecânicas são as dimensões dos mancais, tipo dos mancais,
características de lubrificação, coeficiente de atrito, condições de carregamento,
rugosidade superficial, temperatura de operação, materiais, revestimentos superficiais dos
8
mancais, velocidade relativa da superfície do mancal e folga entre o pino/eixo e o mancal
(Ozdemir et al., 2015).
No compressor, o calor é gerado principalmente devido ao calor da compressão e
ao atrito entre as peças deslizantes. Outra fonte de calor, mas de importância secundária,
é o motor elétrico. Em compressores herméticos o lubrificante que circula dentro da
carcaça age como um "distribuidor de calor", absorvendo calor de regiões à alta
temperatura de serviço e dissipando em zonas de menor temperatura.
Nos compressores herméticos de movimento alternado, grande parte do contato
ocorre através de partes móveis para desenvolver a lubrificação hidrodinâmica. O maior
desgaste ocorre durante a partida e parada do compressor. Por isso, o método de avaliação
da lubricidade deve diferir dependendo do método de ensaio. Um aparato de ensaio do
tipo pino-disco pode ser utilizado para satisfazer as condições acima. Existe uma câmara
fechada para permitir criar um ambiente com a mistura refrigerante/óleo. Este aparato
simula as condições de operação das partes modeladas do compressor submetidas a
pressões de contato e velocidades variadas.
Para o compressor hermético de movimento alternado, há uma série de áreas onde
ocorrem desgaste, conforme Figura 4. Mancal do motor/eixo de manivela, pino/seção
inferior da biela (maior diâmetro), pino do pistão/seção superior da biela (menor
diâmetro), interface de deslizamento pistão/cilindro e válvulas de sucção e descarga são
todas sujeitas a vários graus (regimes moderado e severo, com desgaste adesivo, abrasivo
e oxidativo, basicamente) de desgaste (Na et al., 1998).
9
Figura 4. Vista superior do mecanismo de compressão de um compressor hermético
com indicação dos principais componentes (Fonte: Adaptada de ACC, 2009).
Estudos anteriores demonstraram que o pino do pistão e a seção superior da biela
(menor diâmetro) são os mais suscetíveis ao desgaste, já que, para compressores de
refrigeração doméstica, o pino e a seção superior da biela operam numa condição de
lubrificação limite, os outros mancais são hidrodinâmicos. O contato pino/biela é do tipo
conforme de movimento pendular, ou seja, as superfícies se encaixam de tal forma que
existe uma área de contato aparente (nominal) facilmente mensurável, as superfícies
efetivamente suportam o constante start/stop do movimento de deslizamento e, portanto,
alternando os regimes de lubrificação (Garland e Hadfield, 2005).
Uma implicação disto pode ser atribuída ao fato de que o atrito e desgaste podem
aumentar os requisitos de energia elétrica do sistema mecânico. O desgaste consequente
do atrito entre pino e biela vai reduzir o volume de refrigerante bombeado por revolução,
aumentando a duração de cada ciclo operacional, exigindo, portanto, mais energia. Por
outro lado, o atrito não produzirá uma maior operação cíclica, e sim, uma maior absorção
de energia para determinadas velocidades de operação. (Ciantar et al., 1999).
O comportamento tribológico dos componentes de compressores herméticos em
ambiente de R134a foi estudado por alguns pesquisadores (Safari e Hadfield, 1998; Yoon
et al., 1998). Os estudos mostram que a taxa de desgaste para o R134a é
significativamente menor devido ao fato de que este refrigerante e o PTFE apresentam
estrutura química similar.
A redução do comprimento dos mancais reduz a perda de potência total, por outro
lado, a redução da folga entre o eixo-árvore e o mancal aumenta a perda de potência total
em compressores herméticos. A otimização das dimensões dos mancais
(diâmetro/comprimento/folga) é crítica para reduzir perdas de potência e desgaste
oriundas dos regimes de lubrificação hidrodinâmico e limite (Ozdemir et al., 2015). As
características mecânicas do sistema são fortemente influenciadas pela folga no pino do
pistão.
Diversos estudos disponíveis avaliam a performance de refrigeradores domésticos
operando com diferentes misturas óleo-refrigerante para determinar a capacidade de
refrigeração, potência do compressor e COP. Alsaad e Hammad (1998), Jung et al.,
(2000) e Almeida et al. (2010) concluíram que a mistura de propano (R290)/butano
10
(R600) e propano (R290)/isobutano (R600a) podem ser adotadas com sucesso para
substituir CFC-12/HFC-134a em refrigeradores domésticos.
Wongwises e Chimres (2005) estudaram a aplicação de misturas de hidrocarbonetos
R290, R600 e R600a para substituição do R134a em refrigeradores domésticos. Os
resultados indicam que várias frações de misturas mostram excelente performance e
consumo de energia quando substituindo o R134a puro.
Garland e Hadfield (2005) estudaram o comportamento tribológico de vários
componentes de compressores herméticos em ambientes de R12, R134a e R600a. Os
resultados indicaram um COP superior para o R600a em relação ao R12 e R134a, ainda
que a durabilidade seja desconhecida para o equipamento.
Uma mudança da combinação entre refrigerante e lubrificante pode influenciar a vida
técnica do produto devido a uma mudança nos efeitos de lubricidade. Embora exista um
debate quanto a vida do refrigerador ser aumentada (para reduzir os resíduos sólidos e
materiais de consumo) ou reduzida (para beneficiar eventuais melhorias em novas
tecnologias), esta mudança na vida técnica não significa, necessariamente, a falha do
produto completo e, portanto, necessidade de substituição.
Como toda propriedade tribológica, tanto a durabilidade quanto o coeficiente de atrito
são fortemente dependentes do sistema tribológico, em particular, da atmosfera (De Mello
e Binder, 2012).
Muito embora os estudos tribológicos tenham avançado recentemente, o
conhecimento da tribologia em atmosferas de hidrocarbonetos ainda não é estabelecido,
sendo seu avanço vital para o progresso da indústria de refrigeração.
Adicionalmente, as interfaces em contato têm que ser capazes de suportar as
condições operacionais severas impostas pela tendência crescente de utilizarem-se
menores tolerâncias e maiores velocidades de forma a obter maiores eficiências (Solzak
e Polycarpou, 2006). Além disto, não se conhece exatamente o regime de lubrificação
operante nos compressores, mas acredita-se que a maioria dos contatos opere nos regimes
de lubrificação elasto-hidrodinâmica e limite (Pergande et al., 2004).
Sob condições de escassez de lubrificante (lubrificação limite) a máxima carga crítica
na interface, chamada de “carga/resistência ao scuffing”, juntamente com a resistência ao
atrito, desgaste e temperatura de contato sub-superficial são muito importantes e podem
levar à falha catastrófica dos contatos em deslizamento (Akram et al., 2013). Este
fenômeno severo de desgaste é acompanhado por um aumento abrupto no atrito, muitas
11
vezes associado com ruídos e vibrações. Segundo Hutchings (1992), no desgaste severo
há evidências de debris com dimensões superiores a 20 µm.
O regime de escassez de lubrificante em um compressor (i.e. ausência da condição
de filme completo) representa uma condição agressiva de operação, que é encontrada em
pares tribológicos durante operação transiente (Akram et al., 2013).
Existe uma espessura de filme lubrificante crítica para cada aplicação, baseada na
experiência. Por esta razão, a avaliação numérica juntamente com resultados
experimentais é muito importante para a determinação destes limites. Por outro lado, o
limite inferior crítico da espessura de filme muda com as características da rugosidade
superficial dos mancais (Ozdemir et al., 2015).
Soma-se a isto o fato de que existe um forte interesse no desenvolvimento de
compressores sem óleo, uma vez que a presença de óleo reduz a eficiência termodinâmica
do ciclo de refrigeração, pela redução do fluxo de refrigerante que sua presença causa
(Solzak e Polycarpou, 2006).
Neste sentido, a perspectiva da utilização refrigerantes naturais, especificamente os
hidrocarbonetos, como estratégia de drop-in (processo de troca de fluido refrigerante em
um sistema de refrigeração sem alteração dos componentes) do R134a em refrigeradores
domésticos deve ser avaliada do ponto de vista da compatibilidade com o lubrificante e
as consequências tribológicas desta substituição sobre a eficiência energética do
equipamento.
Neste contexto, a tribologia de contatos críticos e a possibilidade de novos materiais
de contato são alvo de intensa investigação científica (Cannaday e Polycarpou, 2005;
Sung, 1998; Lee e Oh, 2003).
1.3. FUNDAMENTOS DA NANOTECNOLOGIA
Nanociência e nanotecnologia são o estudo e aplicação de corpos extremamente
pequenos, que podem ser utilizados em todos os campos da ciência, como química,
biologia, física, ciência dos materiais e engenharia.
As idéias e conceitos em torno da nanociência se iniciaram com uma apresentação do
físico Richard Feynman (There´s Plenty of Room at the Bottom) em um simpósio da
Sociedade Americana de Físicos, no Instituto de Tecnologia da Califórna (CalTech), em
29 de dezembro de 1959, antes do termo nanotecnologia ter sido citado. Nesta
apresentação, Feynman descreveu um processo em que os cientistas são aptos a manipular
12
e controlar átomos e moléculas individuais. Mais de uma década depois, em seus ensaios
de usinagem de alta precisão, o professor Norio Taniguchi apresentou o termo
nanotecnologia. O termo não era conhecido até 1981, onde, com o desenvolvimento do
microscópio de tunelamento que permitia “ver” átomos individuais, passou a ser
utilizado.
Embora a nanotecnologia seja nova, materiais em nanoescala foram utilizados durante
séculos. Atualmente, engenheiros e cientistas estão encontrando uma variedade de
maneiras para desenvolver materiais em nanoescala para tirar proveito de suas
propriedades melhoradas, como alta resistência, peso reduzido, aumento do controle do
espectro da luz, maior reatividade química, e etc.
Um nanofluido é um fluido que contém partículas de dimensão nanométrica, chamadas
de nanopartículas. Estes fluidos são suspensões coloidais de nanopartículas em um fluido
base (Taylor et al., 2013; Buongiorno, 2006). As nanopartículas usadas em nanofluidos
são tipicamente baseadas em metais, óxidos, carbetos ou nanotubos de carbono. Fluidos
base comuns incluem água, etileno glicol e óleo.
Um estudo de Kakac e Pramuanjaroenkij (2009) demonstrou que uma nanocamada
funciona como uma ponte térmica entre o fluido base líquido e as nanopartículas sólidas,
e o nanofluido consiste de um fluido base líquido, as nanopartículas sólidas e as
nanocamadas, como mostra a Figura 5.
Figura 5. Esquema da seção transversal da estrutura de um nanofluido (Fonte:
Adaptada de Gupta et al., 2012).
13
O termo “nanofluidos” foi originalmente definido pela comunidade de ciências
térmicas. Consequentemente, periódicos científicos de ciências térmicas e transferência
de calor detêm uma fração significativa de artigos que discutem este tema. Existem uma
variedade de outros termos (i.e., “suspensões coloidais” e “dispersões de nanopartículas”)
também utilizados para descrever nanofluidos. Nanofluidos – um produto simples do
mundo emergente da nanotecnologia – são suspensões de nanopartículas (1-100 nm em
diâmetro) em fluidos convencionais como água, óleos ou glicóis (Taylor et al., 2013).
Nanofluidos tem ganho uma enorme popularidade desde que foram propostos por Choi
em 1995.
Os nanofluidos são fundamentalmente caracterizados pelo fato de que a agitação
Browniana supera qualquer movimento de sedimentação devido à gravidade. Assim, um
nanofluido estável é teoricamente possível tanto quanto as nanopartículas se mantenham
em diâmetro reduzido (<100 nm) (Taylor et al., 2013)
Uma grande parte dos produtos com nanotecnologia é representada por dispositivos e
estruturas em tecnologias miniaturizadas (abordagem top-down) que são empregadas
para obter funções eletrônicas, fluídicas ou mecânicas que podem ser aplicadas a circuitos
integrados, sensores, telecomunicações, monitoramento ambiental ou diagnósticos bio-
orientados. Neste sentido do avanço da miniaturização, a nanotecnologia é uma
continuação natural e um avanço da revolução da miniaturização introduzida com a era
da microeletrônica. Porém, a verdadeira nano-revolução se fundamenta na exploração da
abordagem bottom-up, isto é, a criação de pequenos materiais para explorar suas
capacidades de auto-organização. O mais recente patamar de desenvolvimento das
nanotecnologias será a integração intensiva entre as abordagens top-down e bottom-up
(Mattco et al., 2012).
Conceitualmente, um nanofluido pode ser sintetizado pela simples mistura de
partículas manométricas em um líquido. Na realidade, este processo é o mais utilizado.
Nanotubos de carbono, óxidos metálicos, carbetos, nitretos e outros nanopós são
facilmente adquiridos de fabricantes. A sonicação em alta intensidade e em longos
períodos de tempo é eficiente para quebrar as camadas de aglomeração e produzir uma
suspensão bem dispersa. Um agente estabilizante pode ser adicionado para evitar a re-
aglomeração das nanopartículas no nanofluido (Taylor et al., 2013).
14
A adição de estabilizantes introduz uma complexidade química no nanofluido. O
agente estabilizante pode afetar as propriedades desejadas pela alteração das propriedades
ópticas, térmicas e visco-elásticas dos nanofluidos. No entanto, a aplicabilidade de
nanofluidos a produtos e sistemas reais se alicerça na habilidade de retenção das
características de nano-escala e, assim, manter a fase sólida dispersa.
Para preparar nanofluidos pela suspensão de nanopartículas nos fluidos base, alguns
requisitos especiais são necessários para obter uma suspensão durável e estável, com
reduzida aglomeração de partículas e sem alteração química do fluido. Existem três
métodos utilizados para a preparação de um nanofluido estável: i) adição de ácido ou base
para alterar o pH da suspensão; ii) adição de agentes tensoativos ou dispersantes para
dispersar as partículas no fluido e iii) vibração ultrassônica (Gupta et al., 2012). O método
de preparação de dois passos mais comum é apresentado na Figura 6.
Figura 6. Processo de preparação de nanofluidos em dois passos (Fonte: Gupta et
al., 2012).
Aliado a isso, existe uma necessidade crítica de sistemas avançados de resfriamento,
capazes de operar com alta eficiência energética e, simultaneamente, atender às
necessidades de novas demandas de aplicação. Modestos incrementos em eficiência
térmica podem produzir consideráveis reduções de consumo quando implementados em
uma escala global de produção (Ozturk et al., 2013).
Nanopartícula
Fluido base
Mistura direta Dispersante
Nanofluido Sonicação
15
Nanofluidos exibem propriedades termofísicas superiores, como, condutividade
térmica, difusividade térmica, viscosidade e coeficiente convectivo. A variação das
propriedades dos nanofluidos dependem da fração volumétrica, forma e tamanho das
nanopartículas (Gupta et al., 2012). A Tabela 1 apresenta os valores de condutividade
térmica para alguns metais, fluidos, cerâmicas e nanofluidos. Os valores foram avaliados
através da medição transiente de fio quente.
Tabela 1. Condutividade térmica de alguns materiais, fluidos base e nanofluidos
(Fonte: Adaptada de Gupta et al., 2012)
Materiais Condutividade térmica (W/mK)
Metálicos Cobre 401
Prata
429
Ouro 317
Não-
metálicos
Silício 148
Alumina (Al2O3) 40
Carbono Nanotubos de
carbono
2000
Fluido base
Água 0,613
Etileno-glicol
(EG)
0,253
Óleo 0,145
Nanofluidos
Água/Al2O3
(1,5% em massa)
0,629
EG/Al2O3 (3,0
% em massa)
0,278
EG/Água/Al2O3
(3,0 % em massa)
0,382
Água/TiO2
(0,75% em massa)
0,682
Água/CuO
(1,0% em massa)
0,619
16
Nanorefrigerantes e nanolubrificantes, uma combinação de nanopartículas e
refrigerante ou óleo, são um novo conceito que tem sido recentemente investigado por
diversos pesquisadores (Javadi e Saidur, 2013).
Muitos estudos têm focado em suspensões idealizadas baseadas em água, com
relativamente pouca atenção sendo dada a formulações mais realísticas, baseadas em
refrigerantes comerciais (Ozturk et al., 2013).
A aplicação de nanotecnologia a lubrificantes envolve, tipicamente, a adição de
nanopartículas ou revestimentos de nanofilmes. O pistão, biela e os mancais de um
compressor durante operação depende de um filme de lubrificante para separar as
superfícies e reduzir o atrito. No entanto, quando lubrificante é utilizado em condições de
baixa velocidade rotacional ou elevada carga, o filme de óleo pode ser facilmente
danificado, resultando em contato direto entre as superfícies, desgaste severo e possível
dano à máquina (Jwo et al., 2009).
A abordagem de nanolubrificantes é utilizada para superar as desvantagens dos
aditivos anti-desgaste e atrito relacionadas com a necessidade de reações químicas com
os substratos e o resultante período de indução para produzir tribo-filmes nas superfícies
em deslizamento.
A estratégia é baseada no fornecimento direto de nanopartículas de tribo-fases ativas
(grafite, MoS2) ou precursores de fases tribo-ativas (precursos de fase lamelar como nano-
ônios de carbono ou nanotubos, fulerenos, etc) dispersos em óleos lubrificante base ou
graxas para produzir o tribo-filme sem reação com as superfícies do substrato (Mansot et
al., 2009).
Uma variedade de mecanismos tem sido proposta para explicar a melhora na
lubricidade do óleo com nanopartículas, incluindo o efeito do rolamento de esferas
(Rapoport et al., 2002; Wu et al., 2007; Chiñas-Castillo et al., 2003), filme protetor (Hu
et al., 2002; Xiaodong et al., 2007; Ginzburg et al., 2002; Zhou et al., 1999; Rastogi et
al., 2002), efeito de reparação da superfície (Liu et al., 2004) e efeito de polimento da
superfície (Tao et al., 1996). Os mecanismos são apresentados na Figura 7.
17
Figura 7. Mecanismos de lubrificação possíveis pela aplicação de nanolubrificantes
entre superfícies em atrito (Fonte: Adaptada de Lee et al., 2009).
Estes mecanismos podem ser classificados em dois grupos. O primeiro é o efeito direto
das nanopartículas na melhoria da lubrificação. As nanopartículas suspensas no
lubrificante executam o papel de rolamentos de esferas entre as superfícies em atrito.
Além disso, elas podem formar um filme protetor na superfície através do revestimento
da região em atrito. O segundo, é o efeito secundário proporcionado pela presença de
nanopartículas na recuperação superficial. As nanopartículas se depositam na superfície
de atrito e podem compensar a perda de massa, que é conhecido como efeito de reparação.
Além disso, a rugosidade da superfície pode ser reduzida pela abrasão proporcionada
pelas nanopartículas, que é conhecida como efeito de polimento (Lee et al., 2009).
A físico-química dos colóides oferece formas interessantes de pesquisa na redução do
atrito e desgaste aplicados a vários contextos metalúrgicos. O desenvolvimento de
aditivos que não envolvem reações químicas com os substratos em contato e as
possibilidades de associar à mesma partícula coloidal a inibição de corrosão, redução de
atrito e ações anti-desgaste são de grande interesse (Mansot et al., 2009).
18
1.4. NANOMATERIAL: ÓXIDO DE ALUMÍNIO (Al2O3)
Alumina (Al2O3) é um óxido branco com um total de sete fases: alpha (α), delta (δ),
theta (θ) e gamma (γ). A fase γ-Al2O3 é a mais comumente obtida utilizando métodos
sintéticos. Quando a temperatura da fase gamma é elevada, esta sofre uma excursão de
fase complexa até chegar à fase alpha. A fase delta é observada a temperaturas entre 973-
1273 K em que esta evolui para a fase theta e, finalmente, se transforma na fase alpha a
temperaturas entre 1273-1373 K. Durante a transformação γ- δ- θ os átomos de alumínio
migram e os de oxigênio permanecem fixos. A fase α é obtida por um mecanismos de
crescimento por nucleação que é atingido pelo reordenamento dos ânios de uma estrutura
cúbica para hexagonal. A temperatura para a transformaçao θ- α é dependente do tamanho
e presença de impurezas ou estabilizadores (Castellanos, 2014).
A fase alfa da alumina é a que apresenta as melhores propriedades mecânicas entre os
óxidos cerâmicos. Suas excelentes propriedades dielétricas e boas propriedades térmicas
o tornam um material de escolha para uma vasta gama de aplicações. O óxido de alumínio
é um isolante elétrico mas possui elevada condutividade térmica (40 W/mK) para um
material cerâmico. A tabela 2 apresenta características mecânicas e físicas resumidas do
Al2O3.
Tabela 2. Características mecânicas e físicas do Al2O3-gamma (Fonte: Castellanos,
2014).
Fórmula química Al2O3
Classe de cristal Sistema hexagonal, romboidal
Massa específica, g/cm3 3,98
Ponto de fusão, K 2303
Dureza Knoop (daN/mm2): 1800, Mohs:
8-9
Faixa de transmissão óptica, um 0,17 – 5,5
Módulo de Young, GPa 345
Módulo de cisalhamento, GPa 145
Coeficiente de Poisson 0,25 – 0,30
Coeficiente de atrito Em aço: 0,15
Limite de resistência à tração, MPa 400 a 25ºC, 275 a 500ºC
Limite de resistência à compressão, MPa 2,0
Calor específico, J/kgK 105 a 91 K, 761 a 291 K
Coeficiente térmico de expansão linear, 1/K a
323 K
5,4 x 10-6
Condutividade térmica, W/mK a 300 K 40,0
19
1.5. HIPÓTESE INVESTIGATIVA
O uso de nanopartículas de Al2O3 dispersas em lubrificante de compressor hermético
permite a redução do consumo de energia do refrigerador.
1.6. CONTRIBUIÇÕES CIENTÍFICAS
Durante os quatro anos deste doutorado foram desenvolvidos trabalhos que foram
publicados em periódicos e congressos fundamentais para o direcionamento desta tese.
Os trabalhos são discriminados na Tabela 3 abaixo.
Tabela 3. Trabalhos e artigos publicados em congressos e periódicos.
Trabalho Periódico/Congresso Objetivo
Atrito, Desgaste e
Lubrificação em
Compressores
Herméticos de
Refrigeração - Análise
de Patentes
VI Congresso de Pesquisa
e Inovação da Rede Norte
Nordeste de Educação
Tecnológica, 2011, Natal-
RN, Brasil.
- Realizar levantamento
técnico e analisar os objetivos
dos aprimoramentos
tecnológicos propostos nas
patentes relacionadas ao
mecanismo de compressão de
compressores herméticos de
movimento alternado, no que
diz respeito ao desgaste e
atrito dos componentes.
Wear tests
methodologies of
reciprocating hermetic
compressors: an
overview.
22nd International
Congress of Mechanical
Engineering, 2013,
Ribeirão Preto-SP, Brasil.
- Realizar levantamento da
literatura acerca dos ensaios
de vida e degradação
acelerada em compressores
herméticos do tipo
alternativo.
- Constatar as limitações dos
métodos experimentais
empregados e propor
metodologia baseada na
entropia.
Análise da influência
dos processos
9º Congresso Internacional
de Ar Condicionado,
- Desenvolver um modelo de
um refrigerador (máquina
20
dissipativos em um
refrigerador
exoreversível baseada
na termodinâmica de
dimensão finita.
Refrigeração, Aquecimento
e Ventilação -
MERCOFRIO, 2014, Porto
Alegre-RS, Brasil.
exoreversível) com
irreversibilidades internas
relativas ao atrito e efeito
Joule de modo a caminhar no
sentido do melhor
entendimento prático destes
efeitos dissipativos sobre a
eficiência energética destas
máquinas.
Thermodynamics and
Tribology: An
Overview of the
Friction and Wear
Models in Tribosystem
VIII Congresso Nacional
de Engenharia Mecânica,
2014, Uberlândia-MG,
Brasil.
- Analisar os modelos
termodinâmicos utilizados
para estudo do atrito e
desgaste.
- Discutir novas metodologias
baseadas na entropia da
informação.
Reliability based on
thermodynamics and
tribology: a function of
the entropy
VIII Congresso Nacional
de Engenharia Mecânica,
2014, Uberlândia-MG,
Brasil.
- Analisar os modelos para
determinação da
confiabilidade de máquinas.
- Introduzir o conceito de
entropia como variável
determinante para predizer a
confiabilidade, a partir da
degradação.
Thermodynamics and
Tribology: The
Maxwell´s Demon
Role in the Friction and
Wear Models
International Journal of
Science and Advanced
Technology, v. 4, p. 10-18,
2014.
- Analisar os modelos
termodinâmicos utilizados
para estudo do atrito e
desgaste.
- Discutir novas metodologias
baseadas na entropia da
informação, incluindo a
perspectiva inteligente do
demônio de Maxwell.
Tribo-thermodynamics:
an overview of the
entropy approaches in
friction and wear
models.
TribLook: um livro de
tribologia e integridade
estrutural. 1ed.Natal:
EDUFRN, 2015, v. C, p.
150-168.
- Analisar os modelos
termodinâmicos utilizados
para estudo do atrito e
desgaste.
- Discutir novas metodologias
baseadas na entropia da
informação.
Caracterização de
nanofluidos para
utilização em sistemas
térmicos –
determinação da
condutividade térmica,
viscosidade dinâmica e
estabilidade.
XII Congresso
Iberoamericando de
Engenharia Mecânica
(CIBIM), 2015, Guayaquil,
Equador.
- Sintetizar e caracterizar
nanolubrificantes à base de
Al2O3 e nanotubos de carbono
para utilização em
compressores herméticos de
refrigeração.
21
1.7. OBJETIVOS
1.7.1. Geral
Analisar a performance tribo-termodinâmica da aplicação de nanopartículas de
Al2O3 como aditivo lubrificante em compressor hermético de refrigeração.
1.7.2. Específicos
a) Desenvolver um modelo de refrigerador baseado na segunda lei da termodinâmica
(irreversbilidades) de modo a identificar e correlacionar os efeitos dos processos
dissipativos existentes no compressor com a degradação de performance do
sistema.
b) Sintetizar e caracterizar um nanolubrificante à base de Al2O3 que seja compatível
com os refrigerantes R134a e R600a.
c) Analisar as propriedades de viscosidade, condutividade térmica e tribológicas do
nanolubrificante.
d) Determinar qual a parcela de efeito da presença de nanopartículas sobre as
irreversibilidades termodinâmicas no sistema de refrigeração e otimizar sua
concentração no lubrificante.
e) Analisar as consequências tribológicas da utilização de nanopartículas de Al2O3.
22
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
2.1. USO DE NANOPARTÍCULAS COMO ADITIVO
LUBRIFICANTE EM SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO
Estudos recentes de Kedzierski (2012) e Bi et al. (2008) recomendam o uso de
nanolubrificantes para melhorar a eficiência de chillers e refrigeradores, respectivamente.
Apesar disso, uma predição quantitativa convincente do efeito das nanopartículas,
baseada no fenômeno físico, ainda é inexistente (Celen et al., 2014).
Jwo et al. (2009) desenvolveram uma análise em um sistema de refrigeração
substituindo o R134a e o lubrificante POE por um refrigerante hidrocarboneto e óleo
mineral. Ao óleo mineral foram adicionadas nanopartículas de Al2O3 para melhorar as
propriedades de lubrificação e transferência de calor. Os resultados mostram que uma
carga de hidrocarboneto referente a 60% da quantidade de R134a e 0,1% (em peso) de
nanopartículas de Al2O3 no óleo mineral são os pontos ótimos. Sob estas condições, o
consumo de potência foi reduzido em cerca de 2,4% e o coeficiente de performance foi
elevado em 4,4%.
A aplicação de nanotecnologia a lubrificantes envolve, tipicamente, a adição de
nanopartículas ou revestimentos de nanofilmes. O pistão, biela e os mancais de um
compressor durante operação depende de um filme de lubrificante para separar as
superfícies e reduzir o atrito. No entanto, quando lubrificante é utilizado em condições de
baixa velocidade rotacional ou elevada carga, o filme de óleo pode ser facilmente
danificado, resultando em contato direto entre as superfícies, desgaste severo e possível
dano à máquina (Jwo et al., 2009).
Qiu et al. (2001) desenvolveram um estudo sobre o mecanismo de atrito, no qual,
adicionaram nanopartículas esféricas de 10 nm de diâmetro ao óleo. Os resultados
indicaram que a propriedade de lubricidade é melhorada pela distribuição de
nanopartículas de níquel.
Ye et al., (2003) utilizaram nanopartículas de TiO2 como aditivo lubrificante. Os
resultados indicaram excelente comportamento, reduzindo desgaste e atrito nas partes
móveis do compressor.
As pesquisas relacionadas tem demonstrado que a adição de nanopartículas em
lubrificantes pode aumentar a condutividade térmica, mas, poucas pesquisas enfatizam o
23
atrito e a abrasão e suas dependências com a viscosidade do nanolubrificante (Jwo et al.,
2009).
A utilização de nanopartículas dispersas em lubrificantes de compressores de
refrigeração agrega dois efeitos benéficos ao sistema: i) melhora das condições de
lubrificação e arrefecimento das partes móveis do compressor e, ii) aumento da
condutividade térmica efetiva e coeficiente convectivo do fluido refrigerante que circula
no sistema, proporcionando menor consumo de energia.
Ding (2007), em seu trabalho de revisão, analisaram as mais recentes técnicas de
simulação disponíveis para sistemas de refrigeração por compressão de vapor. Diversos
modelos convencionais e computacionais foram descritas. Para nanofluidos, um breve
conceito da tecnologia foi apresentado e a necessidade do desenvolvimento de modelos
confiáveis para predizer as propriedades de nanofluidos foi levantada. Estudos recentes
para diferentes modelos de previsão, principalmente para condutividade térmica, foram
introduzidos. O autor enfatiza a necessidade de outros métodos de avaliação para as
propriedades de viscosidade e condutividade elétrica.
Lee et al. (2009) utilizaram um tribômetro do tipo disco-disco para examinar o papel
da dispersão de nanopartículas de fulereno em um lubrificante com base em óleo mineral.
O coeficiente de atrito do disco imerso em nano-lubrificante foi significativamente menor
que a amostra de disco imersa em óleo mineral puro. Os autores sugerem que as
nanopartículas permitem a existência de dois efeitos: direto (rolamento, deslizamento e
formação de filme) e acabamento superficial (polimento e reparação).
Wang et al. (2010) realizaram experimentos utilizando nanopartículas em
condicionadores de ar residenciais que operam com R410a como refrigerante. No estudo,
a capacidade de aquecimento/resfriamento, razão de eficiência energética e potência
consumida foram determinadas. Os autores produziram amostras de nanolubrificantes a
base de óleo mineral , misturando nanopartículas de NiFe2O4 ao óleo naftênico B32, como
alternativa ao POE VG32. A solubilidade do nanolubrificante em diferentes fluidos como
R134a, R407C, R410a e R425a foram analisadas experimentalmente. Foram avaliadas as
performances dos condicionadores de ar operando com R410a/nanolubrificante,
R410a/POE e R22/OM. Os resultados mostraram que pode-se utilizar normalmente a
mistura de R410a/nanolubrificante em condicionadores de ar. A substituição do POE pelo
nanolubrificante resultou em incremento de 6% na eficiência energética.
24
Bi et al. (2011) conduziram um estudo experimental sobre a performance de um
refrigerador doméstico utilizando o nanorefrigerante TiO2-R600a como fluido de
trabalho. Os autores mostraram que o nanorefrigerante opera normal e eficientemente no
refrigerador, apresentando uma redução no consumo de energia de 9,6%. Também foi
constatada uma maior velocidade de resfriamento com o nanorefrigerante em comparação
ao R600a.
Subramani e Prakash (2011) desenvolveram um sistema de refrigeração para avaliar
a aplicabilidade de nanopartículas de Al2O3 misturadas com óleo mineral numa fração
mássica de 0,06%. Os autores obtiveram uma maior capacidade de resfriamento e menor
consumo de energia (redução de 25%) quando o óleo POE é substituído pela mistura de
óleo mineral e nanopartículas.
Sabareesh et al. (2012) investigaram o efeito da dispersão de baixa concentração de
nanopartículas de TiO2 em óleo mineral sobre as características de viscosidade e
lubrificação, bem como na performance global de um sistema de refrigeração por
compressão de vapor (0,5 TR) utilizando o R12 como fluido de trabalho. Os autores
desenvolveram as seguintes atividades experimentais: i) medições de viscosidade da
suspensão de nanopartículas (lubrificante+aditivo de TiO2); ii) estudos tribológicos
usando o nanolubrificante em tribômetro do tipo pino-disco, seguido por medições de
rugosidade com método óptico sofisticado; iii) determinação do COP do sistema de
refrigeração operando com o nanolubrificante. As nanopartículas utilizadas possuem 30-
40 nm de diâmetro. As amostras de óleo mineral-TiO2 com diferentes frações
volumétricas de TiO2 foram preparadas usando agitação ultrassônica por um período de
300 minutos. Os autores determinaram a fração de 0,01% de TiO2 como a mais eficiente,
já que, após um período de 700 horas, não foi constatada sedimentação considerável. Foi
constatado elevação das viscosidades com a adição de nanopartículas no óleo mineral. O
coeficiente de atrito tende a reduzir com o aumento na fração volumétrica de
nanopartículas. A concentração de 0,01% ocasionou aumento da rugosidade superficial
das amostras, aumento da taxa de transferência de calor em 3,6% e redução da potência
consumida pelo compressor em 17%.
Surfactantes afetam fortemente a condutividade térmica, calor específico, viscosidade
e propriedades de solubilidade de nanolubrificantes (Cresmaschi et al., 2014).
Padmanabhan e Palanisamy (2012) procuraram melhorar o COP e a eficiência
energética de um sistema de refrigeração por compressão de vapor através do uso de uma
25
mistura de refrigerante, TiO2 e lubrificante (mineral e Poliéster). Utilizaram R134a,
R436a (R290/R600a-56/44%-em peso) e R436B (R290/R600a-52/48%-em peso) como
refrigerantes. Os autores investigaram as irreversibilidades nos processos do sistema. O
COP do sistema de refrigeração utilizando R134a/TiO2/OM se mostrou superior quando
comparado ao R436A/TiO2/OM e R436B/TiO2/OM. As irreversibilidades totais do
sistema com R436A/TiO2/OM e R436B/TiO2/OM foram superiores ao R134a/TiO2/OM.
Além disso, foi observado que a eficiência energética da mistura R134a/TiO2/OM foi
menor que a das misturas R436A/TiO2/OM e R436B/TiO2/OM.
Kumar e Elansezhian (2012) conduziram estudos experimentais para analisar os
efeitos da mistura R134a/Al2O3/PAG no consumo de energia e capacidade de
resfriamento de um sistema de refrigeração. Foram ensaiados nanorefrigerantes à base de
Al2O3 com concentração de 0,2%. Os resultados demonstram redução de consumo de
cerca de 10,32% quando comparado com a mistura R134a/PAG. Os autores citam que o
uso de nanorefrigerantes é efetivo, já que aumenta o COP e e o comprimento do tubo
capilar pode ser reduzido.
Kumar et al. (2013) analisaram a utilização de nanopartículas de Al2O3 dispersas em
óleo mineral em um refrigerador doméstico que opera com R600a. O nanolubrificante foi
preparado com nanopartículas de 50 nm de diâmetro. A fração em massa utilizada foi de
0,06%. Os autores obtiveram a dispersão das partículas mediante banho ultrassônico de
24 horas e constataram uma mistura estável (sem deposição) por um período de mais de
3 dias. Foram realizados ensaios de consumo de energia e tempo de resfriamento para
comparar a performance do refrigerador com POE e óleo mineral/Al2O3. Os resultados
demonstram que a capacidade de resfriamento do sistema é maior com a mistura óleo
mineral/Al2O3 comparada com óleo POE puro. O consumo de energia do compressor
reduziu cerca de 11,5% com a utilização do nanolubrificante em substituição ao POE.
Babu et al. (2014) desenvolveram um modelo matemático para relacionar a
viscosidade e a temperatura para o lubrificante 15W40 com nanopartículas de Al2O3 e
ZnO. No caso termoviscoso, constatou-se que a adição de nanopartículas eleva a
capacidade de carga de mancais e este acréscimo é significante sob valores elevados de
ecentricidade. Uma concentração de nanopartículas de 0,5% em massa eleva a capacidade
de carga em 12,53% (Al2O3) e 11,16% (ZnO). A força de atrito do mancal se eleva com
a concentração de nanopartículas.
26
Xing et al. (2014) propuseram o uso de nanolubrificante à base de fulereno (C60) como
um lubrificante promissor para melhorar a performance de compressores em
refrigeradores domésticos. Os autores constataram redução do coeficiente de atrito com
o aumento da concentração de nanopartículas, especialmente em baixas cargas aplicadas.
Os coeficientes de atrito dos nanolubrificantes com concentração de 1,0 e 3,0 g/L são
12,9% e 19,6% menores que o óleo mineral puro. Os dois tipos de compressores ensaiados
com R600a e nanolubrificante a base de fulereno apresentaram melhor performance.
Comparando com os compressores originais, a potência consumida foi reduzida em até
4,58%, resultando em melhorias do COP de até 5,6%. Outra tendência positiva observada
foi a redução da temperatura da carcaça do compressor.
Como forma de determinar o uso de técnica de preparação de nanolubrificante
apropriada para refrigeradores, Jia et al. (2014) analisaram dois tipos de nanolubrificantes
baseados em óleo mineral e MoFe2O4-NiFe2O4 ou fulereno. Para escolher a concentração
ótima de nanopartículas, as propriedades tribológicas dos lubrificantes foram analisadas
primeiramente. Após a seleção da concentração ideal, este composto foi analisado em um
sistema de refrigeração por compressão de vapor. O nanolubrificante a base de MoFe2O4-
NiFe2O4 com concentração de 0,25 g/L proporcionou a maior redução no coeficiente de
atrito durante o ensaio tribológico, cerca de 41,7% menor. Os autores citam que a
utilização do nanolubrificante permite eliminar o custo de investimento no
aperfeiçoamento dos sistemas de refrigeração já que não são necessárias mudanças
consideráveis.
Estudos prévios revelam que a mistura de nanopartículas e óleo lubrificante beneficia
o comportamento sob extrema pressão e reduz o coeficiente de atrito, que pode tornar o
mancal mais durável e suportar pressões mais elevadas (Luo et al., 2014). Os valores de
condutividade térmica de oleos lubrificantes comuns (sem aditivos) se situam na faixa de
0,1 a 0,17 W/mK em temperatura ambiente, o que não os torna bons agentes de
transferência de calor (Zamu e Jang, 2012).
Quando nanopartículas apropriadas são adicionadas, as propriedades de lubrificação
podem ser melhores do que os aditivos sólidos tradicionais. Neste sentido, a aplicação de
nanopartículas como materiais de lubrificação surge de forma promissora (Luo et al.,
2014), possuindo importante valor econômico para fins de redução de atrito e consumo
de energia.
27
A Tabela 4 apresenta um resumo de alguns estudos relacionados ao uso de
nanopartículas de Al2O3 em sistemas de refrigeração.
Tabela 4. Estudos relacionados a nanopartículas de Al2O3 (Fonte: Adaptada de Celen et al., 2014)
Pesquisador
Refrigerante
Nanopartícula
Lubrificante
Diâmetro
médio da partícula
Avaliação
Kedzierski
(2013)
R134a Al2O3 RL68H
(mineral)
10 nm, 60
nm
Desenvolveu
correlação para predizer a
viscosidade
cinemática do
nanolubrificante.
Mahbubul et al. (2013b)
R141b Al2O3 N/A 13 nm A viscosidade e condutividade
térmica foram
superiores cerca de
17,9 e 1,626 vezes que o valor para o
fluido base R141b,
respectivamente.
Mahbubul et
al. (2013c)
R141b Al2O3 N/A 13 nm A condutividade
térmica foi
melhorada com o aumento da fração
volumétrica e
temperatura.
Sun e Yang
(2013)
R141b Al2O3 N/A 40 nm O coeficiente de
transferência de
calor foi cerca de 1,18 vezes superior
ao do R141b puro.
28
Tabela 4. Estudos relacionados a nanopartículas de Al2O3 (Fonte: Adaptada de Celen et al.,
2014), continuação. Mahbubul et
al. (2013ª)
R141b Al2O3 N/A 13 nm As características
de transferência de
calor e perda de pressão
aumentaram
significativamente
com aumento da concentração
volumétrica de
nanopartículas.
Mahbubul et
al. (2013)
R134a Al2O3 N/A 30 nm As características
de transferência de
calor e perda de
pressão aumentaram
significativamente
com aumento da concentração
volumétrica de
nanopartículas.
Kedzierski
(2011)
R134a Al2O3 RL68H
(mineral)
20 nm Nanopartículas de
pequeno diâmetro e em alta
concentração foram
capazes de melhorar a
transferência de
calor.
Kedzierski (2012a)
R134a Al2O3 RL68H (mineral)
10 nm A performance de ebulição melhorou
acima de 113% em
uma superfície aletada retangular.
Jwo et al.
(2009)
R134a/R12 Al2O3 POE/OM 20 nm, 30
nm
Al2O3/OM
apresentou menor
consumo de energia, redução de
2,4%.
Bi et al.
(2011)
R134a Al2O3 OM 50 nm Consumo de
energia reduzido em 23%.
Kumar e
Elansezhian (2012)
R134a Al2O3 PAG 40 nm, 50
nm
Consumo de
energia reduzido em 10,32% e COP
incrementado.
Subramani e
Prakash (2011)
R134a Al2O3 POE <50 nm Consumo de
energia reduzido em 25%.
Tang et al.
(2014)
R141b Al2O3 - <200 nm R141b/Al2O3 melhorou a transferência de calor
em ebulição.
29
2.2. GERAÇÃO DE ENTROPIA COM NANOFLUIDOS
Nos anos recentes, a segunda lei da termodinâmica tem sido aplicada para a
minimização da geração de entropia, como forma de obter projetos ótimos de sistemas de
engenharia (Mahian e Mahmud, 2012). A geração de entropia determina o nível de
irreversibilidades acumuladas durante um processo. Consequentemente, a produção de
entropia pode ser empregada como um critério para avaliar a performance de dispositivos
de engenharia (Cengel e Boles, 2006).
Neste sentido, Oztop e Al-Salem (2012) conduziram uma revisão acerca da geração
de entropia em convecção natural e mista para sistemas energéticos. Geralmente, em um
sistema, a entropia é gerada devido aos efeitos de condutividade térmica e viscosidade.
Em sistemas térmicos, onde um fluido de trabalho é utilizado, estes dois efeitos são
considerados para calcular a geração de entropia. Em sólidos, a geração de entropia ocorre
unicamente devido a condução pura (Mahian et al., 2013).
A geração de entropia pode ser calculada através de duas abordagens diferentes. Na
primeira abordagem, a geração de entropia local pode ser obtida em cada ponto do sistema
em consideração. Assim, se isto for possível, a geração de entropia total pode ser
calculada facilmente pela integração da distribuição de geração de entropia local ao longo
do volume.
Na segunda abordagem, correlações para fator de atrito e número de Nusselt, se
disponíveis, podem ser utilizadas para avaliar a geração de entropia total. Neste caso, não
há necessidade de solucionar equações de momento e energia, pois os valores do número
de Nusselt e fator de atrito são assumidos como conhecidos (Mahian et al., 2013).
A geração de entropia por unidade de comprimento para um trecho de tubulação com
uma seção transversal arbitrária foi derivada por Bejan (1982). A Tabela 5 apresenta os
principais estudos de geração de entropia com nanofluidos em sistemas térmicos.
30
31
Tabela 5. Estudos de geração de entropia com o uso de nanofluidos em sistemas térmicos (Fonte: Adaptada de Mahian et al., 2014)
Estudos
Autores
Descrição do problema, geometria e método de
solução
Tipo de
nanofluido,
fração em
volume
Método de solução e comentários
1
Singh et al. (2010)
Estudo analítico de escoamento de nanofluido em
microcanais, minicanais e canais convencionais
nos regimes laminar e turbulento.
Al2O3-água
(φ ≤ 5%)
Uso de nanofluido em microcanais aumenta a geração de entropia para escoamento laminar.
Para escoamento turbulento, o uso de
convencionais aumenta a taxa de geração de
entropia. Uso de diferentes modelos termofísicos podem
resultar em predições opostas.
2 Li e Kleinstreuer
(2010)
Estudo do desenvolvimento de escoamento permanente laminar em microcanal trapezoidal
utilizando método de volumes finitos (CFX).
CuO-água (φ ≤ 4%)
A adição de nanopartículas ao fluido base reduz a geração de entropia, porém, existe uma
concentração ótima na qual a geração de entropia
pode ser minimizada.
3
Tabrizi e Seyf (2012)
Estudo numérico do escoamento laminar de nanofluido em micro trocador de calor tangencial
utilizando método de volumes finitos e
abordagem SIMPLE.
Al2O3-água
(φ ≤ 4%)
Com o aumento da fração de nanopartículas, a geração de entropia é reduzida.
Com redução do tamanho das nanopartículas de
47 para 29 nm, a geração de entropia é reduzida. A contribuição dos efeitos viscosos é desprezível
em comparação com a parcela de transferência
de calor.
4 Mah et al. (2012)
Estudo analítico do escoamento de nanofluido em microcanal circular considerando efeitos
viscosos.
Al2O3-água (φ ≤ 8%)
Considerando efeitos viscosos, a geração de entropia aumenta com o aumento da fração
volumétrica.
32
5
Bianco et al. (2011)
Estudo do escoamento turbulento em conduto
circular sob constante fluxo térmico utilizando
método do volume de controle (Software
Fluent).
Al2O3-água
(φ ≤ 6%)
Com o aumento da fração volumétrica, o número
de Reynolds é reduzido para a obtenção da
mínima geração de entropia.
6
Moghaddami et al.
(2011)
Estudo analítico dos escoamentos laminar e
turbulento em um tubo circular sob constante
fluxo de calor.
Al2O3-água e Al2O3-
etilenoglicol
(φ ≤ 5%)
A adição de nanopartículas reduz a geração de
entropia no escoamento laminar. No escoamento
turbulento, existe um número de Reynolds ótimo em que a geração de entropia é minimizada.
7
Moghaddami et al.
(2012)
Regimes de escoamento laminar e turbulento em
um tubo circular sob constante fluxo de calor. As
equações são solucionadas utilizando método de volumes finitos e algoritmo SIMPLE.
Al2O3-água
(φ ≤ 4%)
Para escoamento turbulento existe um número de
Reynolds ótimo no qual a geração de entropia é
minimizada. O número de Reynolds ótimo reduz com o
aumento na concentração.
8
Leong et al. (2012)
Estudo analítico dos regimes de escoamento
laminar e turbulento em um tubo de seção circular com temperatura de parede constante.
TiO2-água (φ ≤ 4%)
e Al2O3-água (φ ≤ 7%)
A adição de nanopartículas reduz a geração de
entropia em todos os regimes.
9 Karami et al. (2012)
Investigação numérica do escoamento laminar em tubo circular sob constante fluxo de calor
utilizando métodos de volumes finitos e
SIMPLE.
Al2O3-água (φ ≤ 1,6%)
Considerando a geração de entropia e potência de bombeamento, a utilização de nanofluidos
com altas concentrações não é benéfica.
10 Falahat e Vosough
(2012)
Estudo analítico dos escoamentos laminar e turbulento em uma serpentina.
Al2O3-água (φ ≤ 4%)
Em escoamento laminar, a adição de 1% de nanopartículas em água permite reduzir a
geração de entropia em 3%.
O número de Reynolds ótimo para escoamento turbulento é 41500.
11
Mahian et al. (2012)
Estudo analítico do escoamento laminar entre
dois cilindros rotativos negligenciando o termo convectivo.
Al2O3-etilenoglicol
(φ ≤ 5%)
TiO2-água (φ ≤ 2%)
A geração de entropia é reduzida com o aumento
da concentração de nanofluidos, sendo a
contribuição de transferência de calor a mais dominante.
TiO2-água é mais favorável que Al2O3-
etilenoglicol como fluido de trabalho, sob números de Brinkman reduzidos.
33
Mahian et al. (2012) Estudo analítico do escoamento laminar entre
dois cilindros rotativos negligenciando o termo
convectivo.
Al2O3-etilenoglicol
(φ ≤ 6%)
Os autores investigaram o efeito de seis
diferentes métodos para determinação das
propriedades termofísicas.
12 Mahian et al. (2013) Estudo analítico do escoamento laminar entre dois cilindros rotativos com efeitos do
escoamento MHD.
TiO2-água (φ ≤ 2%)
O uso de nanofluidos somente é benéfico sob reduzidos valores do número de Brinkman.
13
Shahi et al. (2011)
Convecção natural em uma cavidade com três
paredes adiabáticas e uma fonte térmica montada no interior desta, utilizando métodos de volumes
finitos e SIMPLE.
Cu-água (φ ≤ 5%)
Seleção da melhor configuração baseada na
transferência de calor e geração de entropia.
14 Mahmoudi et al. (2012)
Convecção natural em uma cavidade circular parcialmente aberta com uma fonte térmica
montada no interior desta, utilizando métodos de
volumes finitos e SIMPLE.
Cu-água (φ ≤ 5%)
Seleção da melhor configuração baseada na transferência de calor e geração de entropia.
15 Shahi et al. (2012) Convecção natural em uma cavidade com três paredes adiabáticas e uma fonte térmica montada
dentro desta, utilizando os métodos de volumes
finitos e SIMPLE.
Cu-água (φ ≤ 5%)
Seleção da melhor configuração baseada na transferência de calor e geração de entropia.
16 Mahmoudi et al. (2013)
Convecção natural em uma cavidade trapezoidal com efeitos de escoamento MHD utilizando
volumes finitos e método SIMPLE.
A geração de entropia é reduzida com o aumento da fração de nanopartículas, no geral, a geração
de entropia aumenta com o campo magnético.
17 Khorasanizadeh et al. (2013)
Convecção mista em uma cavidade quadrada utilizando métodos de volume finito e SIMPLE.
Cu-água (φ ≤ 5%)
A geração de entropia devido a transferência de calor aumenta com o aumento na fração
volumétrica.
18
Khorasanizadeh et al. (2012)
Estudo da convecção natural em uma cavidade
quadrada utilizando os métodos de volume finito e SIMPLE.
Cu-água (φ ≤ 8%)
Como a condução é dominante, a fração
volumétrica de nanopartículas deve ser máxima para obter a mínima geração de entropia.
19 Esmaeilpour e
Abdollabzadeh
(2012)
Convecção natural em uma cavidade ondulada
utilizando volumes finitos e SIMPLE.
Cu-água (φ ≤ 10%)
A geração de entropia, em um número de
Grashof específico, reduz com o aumento na
fração volumétrica de nanopartículas.
20
Cho et al. (2013)
Estudo numérico da convecção natural e geração
de entropia em um recipiente de paredes
onduladas contendo nanofluido à base de água.
Cu-água, Al2O3-água
e TiO2-água (φ ≤
10%)
A geração de entropia para nanopartículas de
cobre é mínima.
34
21
Boghrati et al.
(2010)
Convecção laminar forçada entre duas placas
horizontais com uma barreira retangular montada
entre as placas utilizando método dos volumes finitos e SIMPLE.
Al2O3-água (φ ≤ 4%)
e nanotubos de
carbono (φ ≤ 1%)
A geração de entropia aumenta com a adição de
nanopartículas.
A geração de entropia devida aos nanotubos de carbono é cerca de 5 vezes superior em relação
ao Al2O3.
22
Sarkar et al. (2012)
Convecção laminar mista entre duas placas
verticais com uma barreira retangular montada entre as placas. O método Petrov-Galerkin é
utilizado para resolver as equações.
Al2O3-água e Cu-
água (φ ≤ 20%)
A geração de entropia total é reduzida em cerca
de 25% quando a fração volumétrica aumenta de 0 a 20%.
23 Feng e Kleinstreuer (2010)
Escoamento entre dois discos paralelos. Método dos volumes finitos é utilizado para o estudo
numérico (CFX),
Al2O3-água (φ ≤ 4%) A geração de entropia total é reduzida pela adição de nanopartículas.
24 Leong et al. (2012) Estudo analítico do escoamento de nanofluido
em três tipos de trocadores de calor casco-e-tubo, incluindo helicoidais de 25 e 50o e
segmental.
Cu-água (φ ≤ 2%) A geração de entropia para trocador de calor
helicoidal de 50º é a menor.
25 Matin et al. (2012) Solução de similaridade em convecção mista. SiO2-água (φ ≤ 30%) A geração de entropia é reduzida com o aumento
da fração volumétrica de nanopartículas.
3. TEORIAS E MODELOS
3.1. PROCESSOS DISSIPATIVOS EM UM REFRIGERADOR
EXOREVERSÍVEL
A geração de entropia em sistemas de refrigeração proporciona a degradação da capacidade de
resfriamento necessária para manter um determinado ambiente a uma temperatura definida. Com
relação a um sistema de refrigeração, o termo “perda energética” implica em uma quantidade
adicional de trabalho para neutralizar o efeito da geração de entropia.
A implicação disto é de que para obtenção do determinado efeito de resfriamento teórico
(máximo), é necessário o fornecimento de uma quantidade suplementar de trabalho (negativo) para
conseguir neutralizar o efeito da geração de entropia resultante, esta geração de entropia está
associada basicamente à operação da máquina (efeitos dissipativos internos, i.e. atrito e efeito Joule)
e do sistema (condutâncias entre trocadores de calor e o ambiente).
As análises de entropia e exergia mostram que as irreversibilidades desempenham um papel
crucial no entendimento do funcionamento das máquinas de ciclo reverso e não podem ser ignoradas.
Os modelos endoreversíveis não são representativos das máquinas reais, devido à dissipação.
Ressalta-se a escassez de modelos que incluem e analisam os efeitos do calor dissipado por atrito
entre as partes móveis do compressor, geralmente, os estudos se limitam às dissipações resultantes
de condutâncias térmicas internas. Este desenvolvimento é importante para o correto entendimento
do papel destes fenômenos dissipativos na performance de refrigeradores e quais os parâmetros
operacionais que respondem a estes fenômenos.
Neste sentido, o presente item pretende desenvolver um modelo de um refrigerador (máquina
exoreversível) com irreversibilidades internas relativas ao atrito e efeito Joule de modo a caminhar
no sentido do melhor entendimento prático destes efeitos dissipativos sobre a eficiência energética
destas máquinas. Os resultados demonstram que a temperatura de evaporação é um parâmetro
importante para a detecção de redução da performance de refrigeradores sob condições de dissipação.
3.1.1.Geração de entropia e exergia: aplicação em sistemas de refrigeração
A geração de entropia em plantas de produção de potência a altas temperaturas proporciona
redução na potência gerada e, em sistemas de refrigeração a baixas temperaturas, degradação da
capacidade de resfriamento necessária para manter um determinado ambiente a uma temperatura
definida.
36
Com relação a um sistema de refrigeração, o termo perda energética implica em uma quantidade
adicional de trabalho (potência elétrica) para neutralizar o efeito da geração de entropia. A
neutralização da geração de entropia ajuda a manter o processo de refrigeração em condição estável.
As razões para ocorrência de irreversibilidades em sistemas termodinâmicos reais são todas as
formas de atrito e diferenças finitas em pressões (ΔP), temperaturas (ΔT), potenciais químicos (Δμ),
ou diferenças assimétricas em concentrações (Δy). A quantidade de energia perdida (exergia destruída
ou anergia) depende da quantidade de entropia gerada (Arkharov e Sychev, 2006).
Baseado nas idéias de Clausius, Gouy e Stodola desenvolveram a lei do máximo trabalho perdido
(exergia destruída ou anergia), a exergia destruída/anergia teórica pode ser determinada pela relação
abaixo
𝐸 = 𝑇0 ∑ ∆𝑆𝑖𝑛𝑖=1 (1)
Onde E é a exergia destruída, T0 é a temperatura ambiente e é a quantidade total de geração de
entropia em todos os n sub-sistemas, isto é, em todos os componentes do sistema analisado, incluindo
suas interações com o meio circunvizinho. O efeito útil (por exemplo, capacidade de resfriamento)
obtido é sempre menor que o máximo teórico, devido às irreversibilidades.
A equação 1 pode ser usada para determinar não somente uma quantidade teórica mas, como
primeira aproximação, a quantidade adicional de trabalho (potência elétrica) para neutralizar a
geração de entropia em um sistema de refrigeração (Arkharov, 2010). A exergia pode aparecer na
forma de calor e frio, i.e., função de uma diferença de temperatura. Assumindo que calor é transferido
entre dois reservatórios a temperaturas T e T0 , a exergia destruída se apresenta da seguinte forma.
𝐸 = 𝑇0 ∑ ∆𝑆𝑖𝑛𝑖=1 = 𝑇0 (
𝑄
𝑇0−
𝑄
𝑇) = 𝑄 (1 −
𝑇0
𝑇) (2)
A equação acima é uma generalização da relação de Carnot. A relação entre exergia E e a energia
do calor transferido Q é chamada de fator de exergia E/Q, equação 3. A figura 8 apresenta o diagrama
do fator de exergia para diversas condições.
𝐸𝑄⁄ = (1 −
𝑇0
𝑇) (3)
37
Figura 8. A função de exergia do calor latente (linha sólida) e calor sensível (linha tracejada) como
função da temperatura (Fonte: Adaptada de Wall e Gong, 2001).
Quando T<T0, existe uma ausência de energia (há anergia) no sistema, i.e., frio, que é expresso
como energia não conversível em trabalho. A exergia é sempre positiva. Segundo Wall e Gong (2001)
a exergia, por definição, é sempre positiva pois não se pode pensar em “trabalho negativo”. Esta
afirmação necessita de um esclarecimento nosso e é especialmente importante para sistemas de
refrigeração.
O fator de exergia E/Q aumenta rapidamente em baixas temperaturas. Quando T tende à
temperatura de zero absoluto (-273,15oC), E/Q tende ao infinito, conforme mostra a Fig. 7. Isto mostra
a dificuldade de alcançar a temperatura de zero absoluto (Wall e Gong, 2001).
Sob altas temperaturas, E/Q se aproxima de 1, isto é, altas temperaturas produzem mais trabalho
em um motor térmico. Esta relação é válida para o calor latente, que descreve a necessidade de exergia
para manter a temperatura em ambientes quentes, ou seja, fornos, fornalhas, ou residências, bem como
em ambientes frios, como refrigeradores e freezers ou para climatizar um ambiente em um período
quente.
A exergia nos fornece de forma mais apropriada que a energia, a informação de que calor ou frio
são mais custosos quando precisamos destes em maior quantidade (Wall e Gong, 2001). Desta forma,
é fácil produzir frio no inverno e calor no verão. Os valores de exergia dependem das condições
ambientais, por exemplo, o fornecimento de calor residual de algum equipamento para o ambiente
carrega uma maior exergia no inverno.
Wall e Gong (2001) reforçam que a exergia é sempre positiva e não se pode pensar em um “trabalho
negativo”, podemos comentar a aplicação do método puramente exergético na análise de
38
irreversibilidades em sistemas sob reduzidas temperaturas (refrigeração), podendo resultar em
equívocos, conforme reforçado por Arkharov (2010).
À medida que se deseja uma temperatura mais baixa para um determinado processo ou sistema, as
irreversibilidades (geração de entropia) crescem exponencialmente com relação ao calor removido
do processo (efeito de resfriamento), conforme pode ser observado na Fig. 7 (região para T<T0).
A figura 9 apresenta resultados estatísticos (experimentais) do grau de “perfeição” termodinâmica
para máquinas de refrigeração (produção de efeito de resfriamento a Tc) e motores térmicos (produção
de trabalho a Tg) com T0 = 300 K, propostos por Arkharov e Sychev (2006).
Para máquinas de refrigeração, o grau de perfeição termodinâmica (ηtherm) é a relação entre a
quantidade mínima teórica de trabalho (potência elétrica) requerida e a quantidade real. Obviamente,
a quantidade real é sempre maior que a quantidade mínima teórica, devido à geração de entropia.
Figura 9. Dados estatísticos do grau de perfeição termodinâmica, ηtherm , para máquinas de
refrigeração (curva 1, Tc) e motores térmicos (curva 2, Tg) a T0 = 300 K (Fonte: Adaptada de
Arkharov e Sychev, 2006).
Pode-se observar que o grau de perfeição termodinâmica de refrigeradores (curva 1) decresce
rapidamente à medida que a temperatura de produção do efeito de resfriamento é reduzida. Tal
comportamento atesta a importância do correto entendimento da geração de entropia em máquinas de
refrigeração. Arkharov (2010) defende a idéia de que a análise exergética só deve ser aplicada a
sistemas com elevada temperatura (motores térmicos), enquanto que para os sistemas a baixa
temperatura (refrigeradores) deve ser utilizado o método da entropia estatística, a partir de
informações obtidas das irreversibilidades originadas na máquina e sistema.
A implicação disto é de que para obtenção do determinado efeito de resfriamento teórico
(máximo), é necessário o fornecimento de uma quantidade suplementar de trabalho (negativo) para
39
conseguir neutralizar o efeito da geração de entropia resultante, esta geração de entropia está
associada basicamente à operação da máquina e do sistema.
De um ponto de vista teórico, cita-se como exemplo o processo de compressão de um gás ideal
sob efeitos de atrito. O atrito resulta na adição calor ao gás sendo comprimido. Podemos visualizar
este efeito, parando o movimento do pistão no final do curso de sucção e adicionando calor através
das paredes do cilindro. De acordo com a lei de Charles, a pressão absoluta do gás vai aumentar na
proporção direta da temperatura. Observando até este ponto, parece que se adicionarmos calor ao gás,
este irá atingir a pressão de descarga e não será necessário trabalho de compressão no pistão. Sendo
assim, poderíamos completar o ciclo descarregando o gás na pressão obtida. Porém, deve-se observar
que a adição de calor não reduz o trabalho total do compressor (sucção + compressão + descarga),
apenas o requerido no processo de compressão. O total líquido deste caso é superior à condição
adiabática (Kent, 1974).
3.1.2. Otimização de refrigeradores irreversíveis
Desde os anos 60, muitos estudos sobre identificação dos limites de performance e otimização de
ciclos termodinâmicos para refrigeradores tem sido desenvolvidos baseados em diversas funções-
objetivo (Angulo-Brown, 1991; Ait-Ali, 1996a; Ait-Ali, 1996b; Yan e Lin, 2000; Chen et al. 2002;
Ust, 2005; Ust et al., 2005a; Ust et al., 2005b; Ust et al., 2006; Ust et al., 2006b; Ust et al., 2006c;
Ust e Sahin, 2007; Ust, 2009; Xu et al., 2013)
Muitos trabalhos selecionaram capacidade de resfriamento, potência fornecida, coeficiente de
performance, taxa de exergia produzida e taxa de geração de entropia como critérios de otimização.
Outro critério comum, para motores térmicos, é otimização da eficiência térmica, que pode ser
considerada como uma minimização do custo.
Diferentemente destes estudos, Angulo-Brown (1991) propôs um critério ecológico, E = P − TLσ,
para motores térmicos de Carnot, onde TL é a temperatura do reservatório térmico frio, P é a potência
produzida e σ é a taxa de geração de entropia.
Otimizações ecológicas tem sido desenvolvidas para motores de Carnot, Brayton, Stirling e
Ericsson, tanto endoreversíveis como irreversíveis. Uma idéia similar pode ser aplicada para
investigar a performance de ciclos de refrigeração e bombas de calor (Angulo-Brown, 1991; Ait-Ali,
1996a; Ait-Ali, 1996b; Yan e Lin, 2000; Chen et al. 2002; Ust, 2005; Ust et al., 2005a; Ust et al.,
2005b; Ust et al., 2006; Ust et al., 2006b; Ust et al., 2006c; Ust e Sahin, 2007; Ust, 2009; Xu et al.,
2013).
40
Os critérios ecológicos atuais usados para refrigeradores são ODP (Potencial de Depleção do
Ozônio), GWP (Potencial de Aquecimento Global por gases de efeito estufa) e, mais recentemente,
TEWI (Equivalente Total de Aquecimento Global), devido ao fato de que este combina as emissões
diretas e indiretas de CO2 (Mota-Babiloni et al., 2015a).
É necessário progredir no desenvolvimento de um critério ecológico mais realista que considere
o sistema estudado em seu ambiente, esta vizinhança é representada pela temperatura T0 (referência):
esta temperatura de referência constitui a conexão entre a análise entrópica e o método exergético. A
única necessidade é identificar claramente a quantidade extensiva relacionada que representa a
irreversibilidade estudada através da entropia (por exemplo, o fluxo de entropia em regime
permanente) (Feidt, 2010).
Com o crescente interesse ambiental, a exergia se apresenta como uma ferramenta importante, no
entanto, este não é um conceito novo. Diversos estudos foram desenvolvidos nesta última década:
Benelmir and Grosu (2001) comparam as análises exergética e entrópica. O embasamento da análise
exergética utilizando termodinâmica do tempo finito foi desenvolvido por Radcenco et al. (2001).
Relação entre as eficiências dos componentes, do ponto de vista exergético (e aumento de entropia),
é reportado por Szargut (2002), bem como análises exergéticas de sistemas de refrigeração por
compressão mecânica (Yumrutas, 2002; Karkri et al., 2007; Almeida et al., 2009) ou absorção
(Almeida et al., 2010). Recentemente, o acoplamento entre exergia e conceitos de eficiência foram
consolidados (Su e Chen, 2006, 2007).
Sob o ponto de vista de uma função-objetivo centrada no critério ecológico e de máxima
performance, os modelos propostos pelo grupo Chinês (Chen et al., 1992; Chen et al., 1994; Chen et
al., 1995; Chen et al., 1997; Chen et al., 2001; Chen et al., 2005; Xu et al., 2013) são os mais bem
desenvolvidos para refrigeradores irreversíveis. A Tabela 6 apresenta as principais funções-objetivo
ecológicas para otimização de refrigeradores irreversíveis consolidadas na literatura.
Tabela 6. Principais funções-objetivo ecológicas para otimização de refrigeradores irreversíveis.
Autores Função-objetivo Variáveis
Chen et al.
(1992);
Chen et al.
(1994);
Chen et al.
𝐸 =𝐴
𝜏− 𝑇0𝜎
𝐸 = 𝑅 [(𝑇0
𝑇𝐿− 1) − (1 +
1
휀) (
𝑇0
𝑇𝐻− 1)] − 𝑇0𝜎
Citada pelos autores como o melhor compromisso
entre a exergia fornecida e a perda de exergia (taxa
de geração de entropia) em ciclos termodinâmicos.
E = função de
otimização ecológica
A = exergia fornecida
pelo ciclo (capacidade
de resfriamento)
41
(1995);
Chen et al.
(1997);
Chen et al.
(2001);
Chen et al.
(2005)
Primeiros estudos de refrigeradores irreversíveis
baseados em função ecológica.
Modela a performance ecológica ótima de um
refrigerador irreversível, generalizado pela lei de
Newton da transferencia de calor, com perdas
relativas à resistência térmica, às perdas de calor e
irreversibilidades internas, baseada na análise
exergética.
A otimização da função ecológica faz a taxa de
geração de entropia do ciclo decrescer fortemente.
O COP aumenta ao custo de uma pequena redução
na taxa de exergia fornecida pelo ciclo.
T0 = temperatura de
referência
TH = temperatura da
fonte quente
TL = temperature da
fonte fria
T0σ = taxa de geração
de entropia
R = carga térmica
ε = coeficiente de
performance
Ust et al.
(2005; Ust
e Sahin
(2007); Ust
(2009)
𝐸𝐶𝑂𝑃 =𝑄�̇�
𝑇0𝜎
𝐸𝐶𝑂𝑃
=(𝑇𝐿 − 𝑇𝑌) − 𝜉(𝑇𝐻 − 𝑇𝐿)
{𝑏𝐶𝑅(𝑇𝑋 − 𝑇𝐻) − 𝑎(𝑇𝐿 − 𝑇𝑌) − 𝜉𝑇0 [(𝑇𝐻 − 𝑇𝐿)2
𝑇𝐿𝑇𝐻]}
Fornece informação sobre a perda de exergia (taxa
de geração de entropia) relativa à produção de uma
certa capacidade de resfriamento.
Sempre apresenta valores positivos e é
adimensional como o coeficiente de performance.
Melhoramento do modelo de Chen et al. (2005).
ECOP não representa o melhor compromisso entre
a exergia fornecida, A, e a exergia destruída, T0σ,
segundo um ponto de vista estritamente exergético.
ECOP = coeficiente de
performance ecológico
T0σ = taxa de geração
de entropia
TH = temperatura da
fonte quente
TL = temperatura da
fonte fria
T0 = temperatura de
referência
QL = carga térmica
𝐶𝑂𝑃𝐸 =(
𝐴𝜏
)
𝑇0𝜎⁄
𝐶𝑂𝑃𝐸 =𝑅 [(
𝑇0
𝑇𝐿− 1) − (1 +
1휀) (
𝑇0
𝑇𝐻− 1)]
𝑇0𝜎
COPE = coeficiente de
performance
exergético
A = exergia fornecida
pelo ciclo
42
Xu et al.
(2013)
Fornece informação acerca da taxa de exergia
fornecida pelo sistema e a taxa de geração de
entropia.
Melhoramento da abordagem de Ust e Sahin
(2007).
A função COPE não fornece resultados negativos,
como as equações propostas por Chen et al. (2005).
Melhor compromisso entre a exergia fornecida
pelo sistema e taxa de destruição de exergia
(anergia).
Propuseram a otimização para a condição de q > 0
and ϕ > 1 (totalmente irreversível, máquina +
sistema), negligenciada pelos outros autores.
T0 = temperatura de
referência
TH = temperatura da
fonte quente
TL = temperatura da
fonte fria
R = carga térmica
T0σ = taxa de geração
de entropia
ε = coeficiente de
performance
Uma característica crucial dos resultados das pesquisas do grupo Chinês (Chen et al., 1992; Chen
et al., 1994; Chen et al., 1995; Chen et al., 1997; Chen et al., 2001; Chen et al., 2005; Xu et al., 2013)
é a existência de uma relação entre o COP e COPE ótimo correspondente a uma certa área de alocação
dos trocadores de calor, temperaturas dos fluidos em circulação e capacidade de resfriamento (ou
aquecimento).
A restrição de tamanho e custo dos trocadores de calor é essencial para o projeto ótimo de
sistemas de refrigeração. A modelagem termodinâmica deve considerar a máquina juntamente com
seu sistema e ambiente externo como forma de otimização de acordo com critérios escolhidos (Feidt,
2010).
Ressaltamos a escassez de modelos que incluem e analisam os efeitos do calor dissipado por atrito
entre as partes móveis do compressor, geralmente, os estudos se limitam às dissipações resultantes
de condutâncias térmicas internas. Este desenvolvimento é importante para o correto entendimento
do papel destes fenômenos dissipativos na performance de refrigeradores e quais os parâmetros
operacionais que respondem a estes fenômenos.
Neste sentido, este estudo apresenta um modelo de um refrigerador (máquina) com
irreversibilidades internas relativas ao atrito e efeito Joule (exoreversível) de modo a caminhar no
sentido do melhor entendimento prático destes efeitos dissipativos sobre a eficiência energética destas
máquinas. Neste trabalho, não se consideram as interações dos reservatórios térmicos (meio) com a
43
máquina. A metodologia empregada é baseada no trabalho de Dong et al. (2012), porém, aplicada a
um refrigerador.
3.1.3. Modelo de refrigerador exoreversível em regime permanente
A figura 16 apresenta um diagrama de ligação energética de um refrigerador exoreversível onde
somente as irreversibilidades internas (máquina) são consideradas. São consideradas três fontes de
irreversibilidades: atrito - Watrito, dissipação interna (efeito Joule no motor elétrico - Ф) e perdas de
calor devidas à resistência térmica interna (condutância – λ).
Para o refrigerador exoreversível, consideramos que não existe perdas de calor entre os
reservatórios térmicos e que as condutâncias térmicas entre o refrigerador (máquina) e os
reservatórios (sistema) são infinitas. Como resultado, não existe gradiente térmico entre a máquina e
os reservatórios (TH = THS, TC = TCS), não existindo geração de entropia nestas condutâncias, conforme
Figura 10.
Figura 10. Balanço de entropia em refrigerador exoreversível (Fonte: Adaptada de Dong et al.,
2012).
44
Para simplificação do modelo e obtenção de soluções analíticas, são consideradas as seguintes
hipóteses:
- As temperaturas das fontes quente e fria são constantes (THS e TCS).
- A conversão de energia é um processo reversível (conservação do fluxo de entropia �̇� → �̇�ℎ =
�̇�𝑇ℎ𝑠 , �̇�𝑐 = �̇�𝑇𝑐𝑠 ).
- A lei de transferência de calor é linear (condutância constante).
- A dissipação interna por efeito Joule (Ф) e atrito (Watrito) dependem somente da variável de controle:
�̇�: Φ = Φ(�̇�) 𝑒 �̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 = �̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜(�̇�)
- A entropia gerada dentro da resistência (motor elétrico), Sres, é
Δ𝑆𝑟𝑒𝑠 = ∫𝑑𝑊𝑟𝑒𝑠
𝑇 (4)
Onde Wres é o trabalho injetado à resistência e dissipado por efeito Joule. Nesta derivação, o
volume é assumido constante (Cuadras et al., 2013). Assumindo que o sistema é adiabático e
utilizando a relação entre trabalho (W) e potência (P) em função do tempo, P = dW/dt, podemos
escrever a entropia S para um circuito resistivo como
Δ𝑆𝑟𝑒𝑠 = ∫ �̇� 𝑑𝑡 = ∫𝑃
𝑇𝑑𝑡 (5)
Onde P é a potência dissipada no dispositivo devido ao efeito Joule: P (Ф) = RI2 (extensivo à
corrente alternada e contínua) T é a temperatura instantânea da resistência (Cuadras et al., 2013).
Para o caso da dissipação por efeito Joule, resulta em:
�̇� =𝑅𝐼2
𝑇=
𝛷
𝑇↔ 𝛷 = 𝑇�̇� (6)
Considerando que existe um coeficiente que relaciona a tensão em função da temperatura (x =
∆V/∆T), que é uma propriedade do material, obtemos a corrente elétrica e Ф:
𝐼 =�̇�
𝑥 (7)
Ф = 𝑅 (�̇�
𝑥)
2
= 𝐵Φ�̇�2 (8)
Onde BФ = R/x2 é uma característica intrinseca a determinado material, assumida como constante.
- A dissipação gerada pelo atrito em um compressor não-ideal pode ser aproximada através da
formulação proposta por Bizarro (2010), onde a força de atrito é suposta ser linear com a velocidade
macroscópica �̇�, resultando na seguinte lei quadrática para a potência dissipada por atrito:
�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 = 𝐶𝑂𝐹 ∙ �̇�2 (9)
45
Considerando que a velocidade de deslizamento do pistão é proporcional ao fluxo de entropia (S)
fornecido ao motor elétrico para acionamento do mecanismo biela-manivela do compressor, temos
�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 = 𝐶𝑂𝐹 ∙ �̇�2 (10)
Onde μ é o coeficiente de atrito. Vamos considerar que este coeficiente é função das condições de
carga, conformação do contato e lubrificação nos mancais do compressor, sendo um parâmetro
inerente do projeto do sistema e, portanto, uma constante (Fμ). A potência dissipada por atrito na
forma de calor toma a seguinte forma:
�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 = 𝐹𝐶𝑂𝐹 �̇�2 (11)
Considerando regime permanente e que as leis de transferência de calor são lineares (condutância
constante, dependende somente do gradiente de temperatura), obtem-se as seguintes equações
referentes ao balanço de energia com base na Fig. 10:
�̇�𝜆 = 𝐾𝜆(𝑇ℎ𝑠 − 𝑇𝑐𝑠) (12)
�̇�ℎ = �̇�ℎ + 𝑓ℎ𝛷 + 𝑓ℎ�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 − �̇�𝜆 (13)
�̇�𝑐 = �̇�𝑐 − 𝑓𝑐𝛷 − 𝑓𝑐�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 − �̇�𝜆 (14)
�̇� = �̇�ℎ − �̇�𝑐 = (�̇�ℎ − �̇�𝑐) + 𝛷 + �̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 (15)
Os coeficientes fh e fc representam a distribuição da potência interna dissipada Ф e do calor gerado
pelo atrito Watrito entre os dois reservatórios (fh + fc = 1). Podemos obter as equações acima e a
eficiência do refrigerador em função do fluxo de entropia S:
�̇�ℎ = �̇�𝑇ℎ𝑠 + 𝑓ℎ𝐵Φ�̇�2 + 𝑓ℎ𝐹𝐶𝑂𝐹 �̇�2 − (𝐾𝜆(𝑇ℎ𝑠 − 𝑇𝑐𝑠)) (16)
�̇�𝑐 = �̇�𝑇𝑐𝑠 − 𝑓𝑐𝐵Φ�̇�2 − 𝑓𝑐𝐹𝐶𝑂𝐹 �̇�2 − (𝐾𝜆(𝑇ℎ𝑠 − 𝑇𝑐𝑠)) (17)
�̇� = �̇�ℎ − �̇�𝑐 = �̇�(𝑇ℎ𝑠 − 𝑇𝑐𝑠) + 𝐵Φ�̇�2 + 𝐹𝐶𝑂𝐹 �̇�2 (18)
𝐶𝑂𝑃 =�̇�𝑐
�̇�=
�̇�𝑇𝑐𝑠−𝑓𝑐𝐵Φ�̇�2−𝑓𝑐𝐹𝐶𝑂𝐹�̇�2−(𝐾𝜆(𝑇ℎ𝑠−𝑇𝑐𝑠))
�̇�(𝑇ℎ𝑠−𝑇𝑐𝑠)+𝐵Φ�̇�2+𝐹𝐶𝑂𝐹�̇�2 (19)
A Eq. 17 representa uma equação de segundo grau com concavidade negativa onde o ponto de
máximo representa a máxima capacidade de resfriamento em função do fluxo de entropia. Podemos
notar que para um fluxo de entropia igual a zero, existe um déficit de capacidade de resfriamento de
- Qλ , referente à condutância interna. Neste sentido, este efeito já é pré-existente na máquina,
conforme Figura 11. À medida que o fluxo de entropia aumenta, as perdas por atrito e efeito Joule se
acentuam, reduzindo o efeito de resfriamento em virtude da mudança na temperatura de evaporação.
46
Figura 11. Ponto de operação ótimo do refrigerador (Fonte: O Autor, 2015).
3.1.3.1 Determinação da máxima capacidade de resfriamento
A faixa de variação do fluxo de entropia, S, é definida pela desigualdade:
�̇�𝑐(�̇�) ≥ 0 (20)
Derivando a capacidade de resfriamento, Eq. 17, obtem-se a expressão para o fluxo de entropia
ótimo (Sótimo), que corresponde à máxima capacidade de resfriamento:
�̇�ó𝑡𝑖𝑚𝑜 =𝑇𝑐𝑠
2𝑓𝑐(𝐵Φ+𝐹𝐶𝑂𝐹) (21)
A equação demonstra a importância da temperatura de evaporação do refrigerante (Tcs) para a
análise do sistema e como esta é influenciada pelos parâmetros estruturais referentes às constantes do
efeito térmico de Joule no motor elétrico e calor dissipado por atrito nos mancais do compressor e,
em uma condição mais severa, o desgaste resultante. Este comportamento foi constatado
experimentalmente por Hurst e Kelly (1998). Os autores citam a temperatura de evaporação e a
potência consumida pelo compressor como os indicadores mais promissores do desgaste existente na
biela do mecanismo de compressão, sendo uma indicação não-intrusiva da condição do sistema.
Foi constatado aumento da temperatura de evaporação em um sistema de refrigeração à medida
que o desgaste na biela/pino do pistão foi se acentuando. Outros fatores como vibração na carcaça do
compressor e ruído também são importantes e podem ser atribuídos à potência dissipada por atrito e
consequente desgaste (Hurst e Kelly, 1998).
47
Substituindo a Eq. 21 na Eq. 17 obtem-se a capacidade de resfriamento máxima para o refrigerador
exoreversível:
�̇�𝑐𝑜𝑡= −�̇�ó𝑡𝑖𝑚𝑜
2(𝑓𝑐𝐵Φ + 𝑓𝑐𝐹𝐶𝑂𝐹) − �̇�ó𝑡𝑖𝑚𝑜𝑇𝑐𝑠 − (𝐾𝜆(𝑇ℎ𝑠 − 𝑇𝑐𝑠)) (22)
Nota-se que a capacidade de resfriamento máxima corresponde ao ponto ótimo de operação, que
equivale ao ponto onde as taxas de geração de entropia proporcionadas pelos efeitos dissipativos e de
condutância interna são neutralizadas. As equações abaixo apresentam as taxas de geração de entropia
relativas aos processos do refrigerado exoreversível.
�̇�Φ = �̇�Φℎ + �̇�Φ𝑐 =𝑓ℎΦ
𝑇ℎ𝑠+
𝑓ℎΦ
𝑇𝑐𝑠= (
𝑓ℎ
𝑇ℎ𝑠+
𝑓ℎ
𝑇𝑐𝑠) 𝐵Φ�̇�2 (23)
�̇�μ = �̇�μℎ + �̇�μ𝑐 =𝑓ℎ�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜
𝑇ℎ𝑠+
𝑓ℎ�̇�𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜
𝑇𝑐𝑠= (
𝑓ℎ
𝑇ℎ𝑠+
𝑓ℎ
𝑇𝑐𝑠) 𝐹COF�̇�2 (24)
�̇�dissipação = �̇�Φ + �̇�COF (25)
�̇�λ = �̇�λ𝑐 − �̇�λℎ =�̇�𝜆
𝑇𝑐𝑠+
�̇�𝜆
𝑇ℎ𝑠= 𝐾𝜆
(𝑇ℎ𝑠−𝑇𝑐𝑠)2
𝑇𝑐𝑠𝑇ℎ𝑠 (26)
A taxa de entropia gerada pelos efeitos dissipativos de atrito e Joule (Eqs. 23 e 24) são
proporcionais ao quadrado do fluxo de entropia envolvido na conversão de energia elétrica em
mecânica que ocorre no compressor. A taxa de entropia gerada pela condutância interna (Eq. 25) é
constante, conforme Figura 12 abaixo.
Figura 12. Taxas de geração de entropia do refrigerador (Fonte: O Autor, 2015).
A análise entrópica das irreversibilidades específicas se apresenta como ferramenta útil para
entendimento das influências dos efeitos dissipativos na performance de refrigeradores, eliminando
48
possíveis equívocos inerentes ao método da exergia aplicado à sistemas de refrigeração (“trabalho
negativo”).
Constata-se a correlação entre as dissipações por atrito e efeito Joule, já que a velocidade de
deslocamento das partes móveis do compressor é diretamente influenciada pela parcela de energia
que é dissipada na resistência do motor elétrico. Consequentemente, alguns parâmetros operacionais
do refrigerador podem indicar esta condição de ineficiência, como a temperatura de evaporação do
refrigerante e potência consumida. A temperatura de evaporação (Tcs) pode ser utilizada como um
indicativo da condição tribológica do compressor.
A evolução dos efeitos dissipativos internos tende a deslocar a curva de capacidade de
resfriamento verticalmente para baixo, resultando em menor efeito de resfriamento, devido as
alterações nas temperaturas de evaporação (Tcs) e condensação (Ths) à medida que a taxa de geração
de entropia cresce até atingir um patamar de equilíbrio do sistema, resultando em baixa performance
e redução de confiabilidade.
Diante da análise exoreversível apresentada, a utilização de nanopartículas como aditivo do
lubrificante do compressor pode contribuir para a redução das irreversibilidades relativas ao atrito e
efeito Joule, aliando os benefícios térmicos e tribológicos decorrentes do uso de nanolubrificantes.
Conforme discutido nas seções anteriores, as nanopartículas podem proporcionar efeitos de
lubrificação, separação entre superfícies em deslizamento, além de efeitos de preenchimento de
imperfeições superficiais.
3.2. PROPRIEDADES TERMOFÍSICAS DO NANOREFRIGERANTE
R600a/Al2O3
Existem diferentes abordagens para descrever o fluxo e transferência de calor em nanofluidos.
Uma delas é o modelo homogêneo de um componente, baseado em equações de transferência de calor
e momento com propriedades físicas correspondentes aos nanofluidos. Este modelo implica que a as
correlações tradicionais de transferência de calor são válidas para nanofluidos (Kozlova e Ryzhkov,
2014).
A segunda abordagem é conhecida como modelo não-homogêneo de dois componentes que trata
o nanofluido como uma mistura de um fluido base e nanopartículas. O sistema é descrito pelas
equações de momento, transferência de calor e de nanoparticulas. De acordo com Buongiorno apud
Kozlova e Ryzhkov (2014), a difusão Browniana e a termoforese são os principais mecanismos que
induzem variações na concentração de nanopartículas.
49
As propriedades termofísicas e a geração de entropia no escoamento do nanorefrigerante
R600a/Al2O3 foram analisadas através de correlações matemáticas propostas nos trabalhos de
Corcione (2011), Mahbubul et al. (2013) e Bianco et al. (2013), modelos que consideram o efeito
difusão Browniana. Vale ressaltar que os resultados apresentados nesta simulação podem sofrer
divergências quanto aos resultados experimentais, já que as nanopartículas foram dispersas no
lubrificante. Porém, o processo de migração das nanopartículas do líquido para o gás ocorre através
da adesão nas bolhas, que se movem através da superfície do líquido até serem transportadas pela
fase gasosa, conforme comprovado experimentalmente por Ding et al. (2009).
As principais propriedades do refrigerante R600a e das nanopartículas de Al2O3 são apresentadas
na Tabela 7. As propriedades constantes do nanorefrigerante escoando no interior de uma tubulação
horizontal são apresentadas na Tabela 8.
Tabela 7. Propriedades das nanopartículas de Al2O3 e R600a (líquido).
Massa
molecular
(kg/kmol)
Massa
específica
(kg/m3)
Condutividade
térmica
(W/mK)
Viscosidade
(mPas)
Calor
específico
(J/kgK)
Referência
R600a (T =
10oC)
58,12 569,090 0,10228 0,178299 2,36183 REFPROP
6.0
(McLinden
et al.,
1998)
Nanopartículas
de Al2O3 (dp =
50 nm)
101,00 3970 40 - 765 Velagapudi
et al.
(2008)
50
Tabela 8. Propriedades do escoamento do nanorefrigerante R600a/Al2O3.
Parâmetros
Pressão de entrada na tubulação (kPa) 300,0
Temperatura média do fluido em escoamento (oC) 10,0
Velocidade do escoamento (m/s) 4
Título de vapor (X) 0,2 a 0,8
Diâmetro interno do tubo (mm) 6,35
Comprimento da tubulação (mm) 300
Fluxo de calor (W/m2) 400,0
Fluxo de massa (kg/m2s) 1,0
Diâmetro das nanopartículas de Al2O3 (nm) 50,0
Número de Nusselt 0,023𝑅𝑒0,8𝑃𝑟0,4
Fator de atrito (f) (Singh et al., 2010) 0,316𝑅𝑒−0,25
A análise foi baseada na variação da concentração das nanopartículas de 0% a 0,5%, em volume.
O diâmetro médio das nanopartículas foi considerado como sendo 50 nm. Considera-se que a
preparação do nanorefrigerante foi feita através do método em dois passos, sem adição de
surfactantes.
3.2.1. Condutividade térmica
A condutividade térmica é uma propriedade importante que apresenta papel crucial na
transferência de calor com nanofluidos. Um modelo proposto por Corcione (2011), que considera os
efeitos da fração em volume de nanopartículas, tamanho das partículas e da camada interfacial
dependente da temperatura, foi utilizado para determinar a condutividade térmica do nanorefrigerante
R600a/Al2O3.
𝑘𝑛𝑟
𝑘𝑟= 1 + 4,4𝑅𝑒𝑑
0,4𝑃𝑟0,66 (𝑇
𝑇𝑓𝑟)
10
(𝑘𝑝
𝑘𝑟)
0,03
𝜑0,66 (27)
51
Onde, 𝑘𝑛𝑟 , 𝑘𝑝, 𝑘𝑟 são as condutividades térmicas do nanorefrigerante, das partículas sólidas e do
refrigerante puro, respectivamente. T é a temperatura do nanorefrigerante, Tfr é a temperatura de
congelamento do fluido base e φ é a fração e volume das nanopartículas suspensas. Red é o número
de Reynolds das nanopartículas e Pr é o número de Prandtl do fluido base. O número de Reynolds
das nanopartículas é definido como:
𝑅𝑒𝑑 =𝜌𝑏𝑓∙𝑣𝐵∙𝑑𝑝
𝜇𝑏𝑓 (28)
Onde, vB é a velocidade Browniana, definida como
𝑣𝐵 =2∙𝐶𝐵 ∙𝑇
𝜋∙𝜇𝑏𝑓∙𝑑𝑝2 (29)
Pode-se observar que a condutividade térmica é função do diâmetro e concentração das
nanopartículas, conforme Figura 13, abaixo.
Figura 13. Condutividade térmica para R600a e nanopartículas de Al2O3 utilizando o modelo de
Corcione (2011).
Segundo Corcione (2011), o modelo de Maxwell para cálculo de condutividade térmica de
nanofluidos falha fortemente. A equação de Maxwell tende a subestimar ou superestimar a
condutividade térmica efetiva do nanofluido, dependendo do diâmetro da nanopartícula e da
temperatura do fluido.
O número de Péclet pode ser interpretado como a contraparte do número de Reynolds para o fluxo
de energia térmica. Representa a relação entre a taxa de advecção de uma quantidade física pelo fluxo
por uma taxa de difusão da mesma quantidade proporcionada por um determinado gradiente
(Patankar, 1980).
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
Co
nd
uti
vid
ade
térm
ica
efet
iva
(W/m
K)
Fração em volume (Ф)
Dp = 10 nm
Dp = 30 nm
Dp = 50 nm
52
No contexto de fluidos térmicos, o número de Péclet é equivalente ao produto do número de
Reynolds e o número de Prandtl (Patankar, 1980), sendo assim, considerado nas modelagens
propostas por Corcione (2011) e Mahbubul et al. (2013).
3.2.2. Viscosidade
O modelo de Corcione (2011) pode ser utilizado para analisar a viscosidade do nanorefrigerante,
conforme equação abaixo:
𝜇𝑛𝑟
𝜇𝑟=
1
1−34,87∙(𝑑𝑝
𝑑𝑓⁄ )
−0,3
∙ 𝜑1,03
(30)
Onde, 𝜇𝑛𝑟 é a viscosidade do nanorefrigerante e 𝜇𝑟 é a viscosidade do refrigerante puro. Os
modelos propostos por Batchelor (1977), Einstein (1911), Brinkman (1952), Wang et al. (1999) e
Rudyak (2013) foram utilizados para fins de comparação.
O modelo de Corcione (2011) é obtido através da aproximação de inúmeros procedimentos
experimentais disponíveis na literatura. A Figura 14 apresenta uma comparação da relação de
viscosidades entre os diversos modelos citados acima.
Figura 14. Comparação de viscosidades relativas entre diversos modelos disponíveis na literatura.
A comparação entre os modelos emergentes de correlações propostas para a viscosidade dinâmica
e os modelos tradicionais de Einstein (1911) e Brinkman (1952), que são bastante utilizados em
1,000
1,050
1,100
1,150
1,200
1,250
1,300
1,350
1,400
1,450
0 0,01 0,02 0,03 0,04 0,05 0,06
Rel
ação
de
visc
osi
dad
es (-
)
Fração em volume (Ф)
Brinkman (1952)
Corcione (2011)
Rudyak (2013)
Einstein (1911)
Batchelor (1977)
Wang et al. (1999)
53
estudos numéricos de nanofluidos, mostra que as teorias tradicionais falham abundantemente quando
empregadas para nanofluidos, em caráter experimental (Corcione, 2011). Vale ressaltar que esta falha
é relacionada ao fato de que os modelos superestimam os valores de viscosidade, em comparação
com resultados experimentais. Além disso, o modelo proposto por Corcione (2011) define que a
viscosidade do nanofluido depende do diâmetro e concentração de nanopartículas.
Apesar de existir uma grande quantidade de informação experimental disponível, há uma escassez
de dados sistemáticos neste sentido e os resultados experimentais são contraditórios.
A importância da obtenção de dados adequados nos coeficientes de viscosidade tem motivado uma
série de medições simultâneas em mais de 30 laboratórios ao redor do mundo. No entanto, os
resultados destas medições não tem esclarecido a situação. Isto se deve ao fato de que as medições
são realizadas sem um controle de temperatura adequado, em uma faixa estreita de concentração de
nanopartículas com uma grande variação de diâmetro e para diferentes fluidos base (Rudyak, 2013).
Acrescido a estes fatos, pode-se citar a negligência, nos modelos e avaliações experimentais, quanto
à existência dos efeitos que induzem a variação da concentração de nanopartículas no fluido, como
termoforese, movimento Browniano, efeito Dufour, difusioforese, gravidade e efeito Magnus
(Haddad et al., 2012).
3.2.3. Massa específica e calor específico
Para calcular os coeficientes de transferência de calor convectiva a partir de correlações baseadas
em experimentos, a massa específica e o calor específico do nanorefrigerante são requeridos.
Neste estudo, a massa específica efetiva e o calor específico do nanorefrigerante foram calculados
com base no princípio físico da regra da mistura, como (Yu et al., 2009):
𝜌𝑛𝑟 = (1 − 𝜙)𝜌𝑟 + 𝜙𝜌𝑝 (31)
𝐶𝑃 𝑛𝑟=
(1−𝜙)(𝜌𝐶𝑃)𝑟+𝜙(𝜌𝐶𝑃)𝑝
(1−𝜙)𝜌𝑟+𝜙𝜌𝑝 (32)
54
O calor específico é calculado assumindo equilíbrio térmico entre as nanopartículas e o fluido
base. As duas equações são validadas experimentalmente e possuem grande aceitação da comunidade
científica.
3.2.4. Coeficiente de transferência de calor convectivo
Para determinação do coeficiente convectivo do nanorefrigerante foi utilizado o modelo abaixo
(Mahbubul et al., 2013):
ℎ𝑐,𝑛𝑟 =𝑁𝑢 𝑘𝑛𝑟
𝐷𝑖 (33)
Onde o número de Nusselt, Nu, para escoamento turbulento pode ser obtido da equação de Dittus-
Boelter (Mahbubul et al., 2013):
𝑁𝑢 = 0,023𝑅𝑒𝑛𝑟0,8𝑃𝑟𝑛𝑟
0,4 (34)
Os números de Reynolds e Prandtl (parâmetros adimensionais) podem ser calculados da seguinte
forma (Mahbubul et al., 2013):
𝑅𝑒𝑛𝑟 =𝐺 𝐷𝑖
𝜇𝑛𝑟 (35)
𝑃𝑟𝑛𝑟 =𝐶𝑝−𝑛𝑟 𝜇𝑛𝑟
𝑘𝑛𝑟 (36)
A condição de cálculo empregada foi a seguinte: trecho de tubulação pelo qual escoa o
nanorefrigerante, correspondente à linha de sucção, com comprimento (L) de 0,3 m, diâmetro (D) de
0,00635 m, temperatura da parede (Tw) de 303 K, temperatura de entrada do nanorefrigerante (T0) de
283 K, vazão mássica de 0,002 kg/s, velocidade de escoamento (v) de 4 m/s. A Figura 15 apresenta
os resultados de coeficiente convectivo em função do diâmetro das nanopartículas.
55
Figura 15. Coeficiente convectivo do nanorefrigerante.
Evidentemente, nanofluidos possuem grande potencial para melhorar a transferência de calor e
são indicados para aplicação em processos práticos. Isto oferece uma oportunidade para engenheiros
desenvolverem equipamentos de transferência de calor altamente compactos e efetivos. Muitos
artigos publicados mostram que o coeficiente de transferência de calor de nanofluidos são muito
maiores que para o fluido base e apresentam pequena ou nenhuma penalização na perda de pressão.
O incremento da fração volumétrica de nanopartículas resulta num aumento significante do número
de Nusselt. Isto se deve ao aumento da condutividade térmica do fluido e da taxa de troca de energia
resultante dos movimentos irregulares e caóticos das partículas ultra-finas no fluido (Xuan e Li,
2000).
É interessante notar que para uma determinada concentração de nanoparticulas, o aumento no
coeficiente convectivo é muito superior ao ganho de condutividade térmica efetiva proporcionada
pelos modelos e por medições experimentais. Neste sentido, o aumento do coeficiente convectivo não
pode ser somente atribuído à condutividade térmica efetiva do nanofluido. Atualmente, outros fatores
como dispersão (Wen e Ding, 2005), movimento Browniano (Heyhat e Kowsari, 2010), termoforese
ou efeito Soret (Heyhat e Kowsari, 2010) e migração de nanoparticulas (Wen e Ding, 2005; Heyhat
e Kowsari, 2010) podem ser responsáveis pelo aumento do coeficiente convectivo (Heris et al., 2013).
Sistemas em não-equilíbrio são muito complexos e podem sofrer variações de muitas propriedades
extensivas. As condições de contorno impostas a propriedades intensivas particulares, como
gradientes de temperatura ou movimentos coletivos distorcidos (vórtices, etc), são também chamados
de forças termodinâmicas. Estes gradientes definidos localmente a partir de variáveis macroscópicas
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
Co
efi
cie
nte
co
nve
ctiv
o (
W/m
2K
)
Fração em volume (Ф)
Dp = 10 nm
Dp = 30 nm
Dp = 50 nm
56
intensivas são chamados de forças termodinâmicas. Eles “direcionam” densidades de fluxo, que são
proporcionais às forças. Estas quantidades são definidas por Onsager (1931) como relações de
reciprocidade (Prigogine e Kondepudi, 1999).
As principais razões para a melhoria na transferência de calor dos nanofluidos podem ser listadas
como: as partículas suspensas aumentam a condutividade térmica dos fluidos e a movimentação
caótica das partículas ultrafinas aumenta a flutuação e turbulência dos fluidos, o que acelera o
processo de troca de energia (Daungthongsuk e Wongwises, 2007).
Heyhat e Kowsari apud Ting e Hou (2015) analisaram o efeito da migração das nanopartículas na
melhoria da transferência de calor e citaram que a distribuição não-uniforme de nanopartículas devido
ao efeito Browniano e termoforese (efeito Soret) nos nanofluidos levam a um maior coeficiente de
transferência de calor.
3.2.5. Difusão por Termoforese (DT)
Primeiramente, o coeficiente de difusão (de massa) pode ser determinado pela equação de
Einstein-Stokes (Kozlova e Ryzhkov, 2014):
𝐷 =𝑘𝐵𝑇
3𝜋𝜇𝑏𝑓𝑑𝑝 (37)
Onde dp é o diâmetro das nanopartículas e kB = 1,3807 x 10-23 J/K é a constante de Boltzmann. O
coeficiente de difusão não depende da fração volumétrica de nanopartículas. A Tabela 9 apresenta os
coeficientes de difusão mássica do nanorefrigerante com diferentes diâmetros de partículas.
Tabela 9. Coeficientes de difusão de Einstein-Stokes para diferentes diâmetros de nanoparticulas.
dp D x 10-9(m2/s)
10 nm 5,84
30 nm 1,95
50 nm 1,17
Para a suspensão de partículas sólidas em um líquido, o seguinte modelo empírico para a
mobilidade termoforética pode ser utilizado (Kozlova e Ryzhkov, 2014):
57
𝐷𝑇 = 𝛼𝛽𝑇
𝜇𝑏𝑓
𝑘𝑏𝑓
2𝑘𝑏𝑓+𝑘𝑝 (38)
Onde α é o coeficiente de proporcionalidade experimental (0,5 x10-9), kbf é a condutividade térmica
do fluido base, kp é a condutividade térmica da partícula, µbf é a viscosidade do fluido base e 𝛽𝑇 é o
coeficiente de expansão térmica do fluido base.
Com base em observações experimentais, deve-se notar que este coeficiente (DT): i) não depende
do tamanho da partícula; ii) é inversamente proporcional à viscosidade do fluido base; iii) é
diretamente proporcional ao coeficiente de expansão térmica do fluido base e iv) diretamente
proporcional à expressão 3kbf(2kbf + kp)-1 (Kozlova e Ryzhkov, 2014).
Neste sentido, observa-se que quanto maior a temperatura do fluido base, menor será sua
viscosidade e, consequentemente, maior o coeficiente de difusão por termoforese.
3.2.5. Número de Péclet (Pe)
O número de Péclet é similar ao número de Reynolds, sendo que agora a difusividade térmica
(α) é utilizada. Este parâmetro relaciona taxas de transporte convectivo com taxas de transporte por
difusão:
𝑃𝑒 =𝑈𝐷
𝛼= 𝑅𝑒𝐷𝑃𝑟 =
𝑡𝑎𝑥𝑎 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑝𝑜𝑟𝑡𝑒 𝑐𝑜𝑛𝑣𝑒𝑐𝑡𝑖𝑣𝑜
𝑡𝑎𝑥𝑎 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑝𝑜𝑟𝑡𝑒 𝑑𝑖𝑓𝑢𝑠𝑖𝑣𝑜 (39)
Onde U é a velocidade característica, D é o diâmetro característico da tubulação e α é a difusividade
térmica.
A figura 16 apresenta a variação do número de Péclet com o diâmetro e fração volumétrica das
nanopartículas de Al2O3.
0
250
500
750
1000
1250
1500
1750
2000
2250
2500
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
Pe
Fração em volume (Ф)
Dp = 10 nm
Dp = 30 nm
Dp = 50 nm
58
Figura 16. Número de Péclet em função do diâmetro das nanopartículas.
Analisando a figura acima, observa-se que na ausência de nanopartículas no refrigerante a taxa
de transporte convectiva é dominante. A presença de nanopartículas reduz consideravelmente
(aproximadamente 10 vezes) o número de Péclet em relação à condição de refrigerante puro, mantidas
as mesmas condições de velocidade e diâmetro característico. Tal fato resulta da importância do
mecanismo de transporte difusivo quando do uso de nanopartículas de Al2O3. Nanopartículas de
diâmetro reduzido intensificam ainda mais o transporte difusivo em relação ao convectivo. O aumento
da fração volumétrica proporciona um crescimento linear do número de Péclet. Neste sentido, o uso
de nanopartículas permite difundir um maior fluxo de calor para uma mesma condição de velocidade
de escoamento e diâmetro característico da tubulação.
3.2.5. Número de Mouromtseff (Mo)
O potencial de um nanofluido pode ser avaliado através do número de Mouromtseff, um
parâmetro adimensional, que inclui todas as propriedades do fluido relacionadas à equação de Dittus-
Boelter (Yu et al., 2009):
𝑀𝑜 =𝑘𝑛𝑟
0,6𝜌𝑛𝑟0,8𝐶𝑃𝑛𝑟
0,4
𝜇𝑛𝑟0,4 (40)
Este parâmetro deve ser maximizado, já que ele fornece a melhor performance térmica com
reduzida penalização pela potência de bombeamento (Mondragón et al., 2012). Valores elevados
indicam uma melhor transferência de calor (Yu et al., 2009). A condutividade térmica, muitas vezes,
não é o fator chave se o calor específico e a viscosidade apresentam comportamento favorável
(Mondragón et al., 2012). A Figura 17 apresenta a variação do número de Mouromtseff com o
diâmetro das nanopartículas e fração em volume.
59
Figura 17. Número de Mouromtseff em função do diâmetro das nanopartículas.
3.3. GERAÇÃO DE ENTROPIA COM O NANOREFRIGERANTE R600a/Al2O3
Garg et al. (2008) apresentaram o conceito da “figura do mérito” para comparar a performance
de nanofluidos com relação ao fluido base. Eles definiram este conceito como:
𝜂 =(𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑟𝑒𝑚𝑜𝑣𝑖𝑑𝑜)𝑁𝐹
(𝑝𝑜𝑡ê𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑑𝑒 𝑏𝑜𝑚𝑏𝑒𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜)𝑁𝐹⁄
(𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑟𝑒𝑚𝑜𝑣𝑖𝑑𝑜)𝐹𝐵(𝑝𝑜𝑡ê𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑑𝑒 𝑏𝑜𝑚𝑏𝑒𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜)𝐹𝐵
⁄ (41)
Onde, NF significa nanofluido e FB, fluido base. Este é um bom indicador para comparação de
dois fluidos, já que apresenta quanto de calor é transferido a um gasto da mesma potência de
bombeamento. Nesta análise eles mostram que se o diâmetro da tubulação não for alterado, o uso de
nanofluidos não é justificável. Mas, para o caso onde o diâmetro da tubulação é aumentado em
proporção à condutividade térmica do nanofluido, estes são melhores do que o fluido base (Singh et
al., 2010).
No entanto, a elevação da figura do mérito não indica, necessariamente, uma correspondente
redução das irreversibilidades no escoamento (Bejan apud Singh et al., 2010). A performance de
qualquer sistema termodinâmico só pode ser verdadeiramente julgada através de um método de
análise termodinâmico (Singh et al., 2010).
A efetividade termodinâmica ou geração de entropia em um sistema é sujeita a dois componentes,
irreversibilidades térmicas e perdas por atrito no escoamento. As irreversibilidades térmicas ocorrem
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
Nú
mer
o d
e M
ou
rom
tsef
f (M
o)
Fração em volume (Ф)
Dp = 10 nm
Dp = 30 nm
Dp = 50 nm
60
através de uma diferença finita de temperatura entre o fluido e a parede. As perdas por atrito ocorrem
através de perdas viscosas ou turbulentas do fluido (Singh et al., 2010).
A Figura 18a apresenta a configuração em análise, um esquema de todos os domínios
considerados. A Figura 18b apresenta um esquema do volume de controle utilizado para desenvolver
a análise.
Figura 18. (a) Esquema da configuração em análise, (b) Volume de controle para balanço de
entropia (Fonte: Adaptada de Bianco et al., 2013).
A temperatura superficial da tubulação é mantida constante a Tw. Um escoamento fluido
incompressível com vazão mássica igual a �̇� e temperatura de entrada T0 entra na tubulação de
comprimento L e diâmetro D. Densidade, condutividade térmica e calor específico do fluido são
assumidas constantes dentro da faixa de temperaturas considerada neste estudo.
Com referência ao volume de controle apresentado na figura, um balanço de entropia pode ser
escrito como (Bianco et al., 2013):
𝑑𝑆𝑔𝑒𝑛 = �̇� ∙ 𝑑𝑠 −𝛿𝑄
𝑇𝑤 (42)
Como apresentado por Bianco et al. (2013), para um fluido incompressível, ds pode ser expresso
como
𝑑𝑠 =𝑐𝑝∙𝑑𝑇
𝑇−
𝑑𝑝
𝜌∙𝑇 (43)
61
Onde 𝛿𝑄 é expresso como
𝛿𝑄 = �̇� ∙ 𝑐𝑝 ∙ 𝑑𝑇 (44)
Substituindo as equações 40 e 41 em 39, a seguinte expressão é obtida
𝑑𝑆𝑔𝑒𝑛 = �̇� ∙ 𝑐𝑝 ∙ (𝑇𝑤−𝑇
𝑇𝑤∙𝑇𝑑𝑇) − 𝑚 ∙̇
𝑑𝑝
𝜌∙𝑇 (45)
Na equação acima, é possível distinguir diferentes contribuições. O primeiro termo da equação
representa a geração de entropia total, o segundo membro da equação possui dois termos: o primeiro
é a geração de entropia térmica, o segundo termo é a geração de entropia por atrito. Assim, é possível
escrever a seguinte equação:
𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑇 = 𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑡 + 𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑓 (46)
Consequentemente, o número de Bejan pode ser definido:
𝐵𝑒 =𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑡
𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑇=
𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑡
𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑡+𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑓 (47)
O número de Bejan varia de 0, somente irreversibilidade por atrito, a 1, somente irreversibilidade
térmica. De acordo com Bianco et al. (2013), pela integração da primeira parte do segundo membro
da Equação 45 entre zero e o comprimento da tubulação, L, e realizando algumas substituições, a
geração de entropia térmica pode ser determinada como segue
𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑡 = �̇� ∙ 𝑐𝑝 ∙ {𝑙𝑛 [1−𝜏∙𝑒−4𝑆𝑡𝜆
1−𝜏] − 𝜏 ∙ (1 − 𝑒−4𝑆𝑡𝜆)} (48)
Onde τ é a temperatura adimensional, definida como
62
𝜏 =𝑇𝑤−𝑇0
𝑇𝑤 (49)
E λ é o comprimento da tubulação adimensional, definido como
𝜆 =𝐿
𝐷 (50)
E St é o número de Stanton, expresso como
𝑆𝑡 =ℎ
𝜌∙𝑤∙𝑐𝑝=
𝑁𝑢
𝑅𝑒𝑃𝑟 (51)
Com Nu = hD/k, e h representa o coeficiente de transferência de calor por convecção, calculado pela
relação sugerida por Pak e Cho (1998), especificamente desenvolvida para nanofluidos:
𝑁𝑢 = 0,021 ∙ 𝑅𝑒0,8 ∙ 𝑃𝑟0,5 (52)
A geração de entropia por atrito pode ser expressa de acordo com o proposto por Bejan (1996),
através da integração da segunda parte do segundo membro da equação 45:
𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑓 =32∙�̇�3∙𝑓∙𝐿
𝜌2∙𝑇𝑚𝑒𝑑∙𝜋2∙𝐷5 (53)
Onde f é o fator de atrito calculado como sugerido por Incropera e DeWitt (1995):
𝑓 = [0,79 ∙ ln(𝑅𝑒) − 1,64]−2 (54)
63
Esta relação é utilizada com referência ao atrito de escoamento do fluido em análise
(nanorefrigerante) com relação às paredes da tubulação, e é confiável para 3000 < Re < 5 x 106,
conforme estudo de Incropera e DeWitt (1995) . Durante os cálculos da geração de entropia, uma
temperatura média entre a entrada e a saída do fluido será utilizada (10oC).
E Tmed é a temperatura média do fluido dentro da tubulação, estimada como
𝑇𝑚𝑒𝑑 =𝑇0−𝑇𝑜𝑢𝑡
ln(𝑇0/𝑇𝑜𝑢𝑡) (55)
Onde Tout é determinada como
𝑇𝑜𝑢𝑡 = 𝑇𝑤 − (𝑇𝑤 − 𝑇0) ∙ 𝑒𝑥𝑝 (−ℎ∙𝐿∙𝑝
�̇�∙𝑐𝑝) (56)
Onde p é o perímetro da tubulação, em metros.
O problema considerado neste trabalho consiste na análise da geração de entropia em um trecho
da tubulação de seção circular sujeito a temperatura da parede constante e diferentes condições de
entrada. O tubo possui um comprimento L, igual a 0,3 m e diâmetro, D, de 6,35 mm. A temperatura
de entrada é igual a 283 K e a temperatura da parede é de 303 K. A velocidade de escoamento é de 4
m/s e vazão mássica de 0,002 kg/s.
O diâmetro da tubulação desempenha papel significativo na geração de entropia. Como forma de
aplicação deste procedimento, será realizada uma análise da geração de entropia considerando um
diâmetro de tubulação convencional (Di = 6,35 mm), já que para diferentes tipos de canais
(microcanais ou minicanais) deve ser feita uma avaliãção específica. Singh et al. (2010) definem
canais convencionais aqueles que possuem diâmetro maior ou igual a 3 mm.
A Figura 19 apresenta os resultados de geração de entropia relacionada à transferência de calor
para vazões de 0,02; 0,04 e 0,06 kg/s de nanorefrigerante e diâmetro de nanopartículas de 50 nm.
Observa-se que a geração de entropia térmica é incrementada com o aumento da concentração de
nanopartículas e com o aumento da vazão mássica de nanorefrigerante.
64
Figura 19. Geração de entropia térmica para diferentes vazões de nanorefrigerante.
A Figura 20 apresenta os resultados da simulação para o número de Reynolds em função da
concentração e diâmetro das nanopartículas. Observa-se que o aumento da concentração de
nanopartículas promove um aumento do número de Reynolds para uma determinada vazão mássica.
A partir da fração volumétrica de 0,004, o número de Reynolds para o diâmetro de 10 nm se apresenta
inferior aos diâmetros de 30 e 50 nm. O número de Reynolds apresenta pequena variação entre os
diâmetros de nanopartículas devido às reduzidas frações volumétricas consideradas.
0,000
0,001
0,001
0,002
0,002
0,003
0,003
0,004
0,004
0,005
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
S ge
n,t
(W/K
)
Fração em volume (Ф)
0,02 kg/s, 50 nm
0,04 kg/s, 50 nm
0,06 kg/s, 50 nm
2000
12000
22000
32000
42000
52000
62000
72000
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
Nú
mer
o d
e R
eyn
old
s (R
e)
Fração em volume (Ф)
10 nm
30 nm
50 nm
65
Figura 20. Número de Reynolds em função da concentração e diâmetro das nanopartículas.
De acordo coma Figura 21, observa-se que o número de Bejan tende a se aproximar de 1 à medida
que a concentração de nanopartículas aumenta. Tal fato representa o crescimento das
irreversibilidades térmicas em detrimento das irreversibilidades por atrito, reforçando a
características de maior transferência de calor dos nanofluidos e não excluindo a possibilidade de
aplicação de nanofluidos em tubulações convencionais. O número de Bejan é praticamente invariável
com o diâmetro das nanopartículas de Al2O3, representando um efeito pequeno de geração de entropia
por atrito em relação às paredes da tubulação, ou seja, a variação do denominador da equação 47
(𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑇) é muito menor que a variação do numerador (𝑆𝑔𝑒𝑛,𝑡).
Figura 21. Número de Bejan em função da concentração de nanopartículas de Al2O3.
3.4. IRREVERSIBILIDADES TERMODINÂMICAS EM CICLOS DE
REFRIGERAÇÃO
A carga térmica interna (Qe) de um refrigerador pode ser definida como:
𝑄𝑒 = [𝑚𝑎𝑟𝑐𝑝,𝑎𝑟(𝑇𝑎𝑟,0 − 𝑇𝑎𝑟,𝑓) + (𝑚𝑟𝑒𝑠𝑐𝑟𝑒𝑠 + 𝑚á𝑔𝑢𝑎𝑐á𝑔𝑢𝑎)(𝑇𝑟𝑒𝑠,0 − 𝑇𝑟𝑒𝑠,𝑓)] ∙ 10−3
3600⁄ (57)
Onde: 𝑚𝑎𝑟, massa de ar na câmara fria (kg); 𝑐𝑝,𝑎𝑟, calor específico do ar à pressão constante (J/kgK);
𝑇𝑎𝑟,0, temperatura inicial do ar dentro da câmara fria (K); 𝑚𝑟𝑒𝑠, massa do reservatório de água (kg);
𝑐𝑟𝑒𝑠, calor específico do reservatório de aço (J/kgK); 𝑚á𝑔𝑢𝑎 , massa de água dentro do reservatório de
aço (kg); 𝑐á𝑔𝑢𝑎 , calor específico da água (J/kgK); 𝑇𝑟𝑒𝑠,0, temperatura inicial do reservatório de água
0,400
0,500
0,600
0,700
0,800
0,900
1,000
0 0,001 0,002 0,003 0,004 0,005
Be
Fração em volume (Ф)
10 nm
30 nm
50 nm
66
(K). Na equação acima, assume-se que a água está em equilíbrio térmico com o reservatório de aço
nas condições inicial e final dos ensaios.
A vazão mássica de refrigerante que circula pelo sistema é definida como:
�̇� =𝑄𝑒
ℎ1−ℎ5 (58)
Onde: h1 é a entalpia do refrigerante na saída do evaporador e h5 é a entalpia do refrigerante na entrada
do evaporador.
A irreversibilidade de um processo termodinâmico é definida pela equação abaixo:
𝐼 = 𝑇𝑟𝑒𝑓 ∙ 𝑆𝑔𝑒𝑛 (59)
Onde: Tref é a temperatura ambiente de referência e Sgen é a geração de entropia durante o processo.
Para um processo em regime permanente, Sgen pode ser escrita da seguinte forma:
𝑆𝑔𝑒𝑛 = (𝑆𝑜𝑢𝑡 − 𝑆𝑖𝑛) − (𝑄
𝑇𝑟𝑒𝑓) (60)
Onde Sout é a taxa em que a entropia sai do volume de controle devido ao fluxo de massa (𝑆𝑜𝑢𝑡 =
�̇� ∙ 𝑠𝑜𝑢𝑡 ), Sin é a taxa em que a entropia entra no volume de controle (𝑆𝑖𝑛 = �̇� ∙ 𝑠𝑖𝑛), Q é a taxa de
calor transferido do volume de controle para o ambiente (Q = negativo) ou do ambiente para o volume
de controle (Q = positivo). A irreversibilidade em qualquer processo real não pode ser negativa
(Padmanabhan e Palanisamy, 2012).
A Figura 22 apresenta o diagrama T-s esquemático do sistema de refrigeração (1-2-3-4-5) onde
ocorrem os processos termodinâmicos estratégicos, são eles: 1-2 (linha de sucção), 2-3 (compressão),
3-4 (condensação), 4-5 (expansão), 5-1 (evaporação), além do trocador de calor interno entre os
processos 4-5 e 1-2.
67
Figura 22. Diagrama T-s esquemático do sistema de refrigeração por compressão de vapor (Fonte:
Adaptada de Padmanabhan e Palanisamy, 2012).
Para compressores herméticos, podemos considerar os seguintes modelos de compressão
(Padmanabhan e Palanisamy, 2012):
i) Compressão adiabática e reversível, Q = 0, ssai = sent. Isto significa que Sger e as
irreversibilidades são nulas (processo ideal).
ii) Compressão adiabática e irreversível, Q = 0, ssai pode ser maior que sent (devido a atrito, etc),
ou seja, ssai > sent e ocorre geração de entropia (Sger).
iii) Compressão não-adiabática e irreversível com transferência de calor do compressor para o
ambiente (Q = negativo). Neste caso, ssai pode ser maior, igual ou menor que sent, mas como
Q é negativo, Sger será sempre positiva. A expressão para a irreversibilidade é correta somente
quando Q = 0, se os valores mostram que ssai < sent, significa que existe transferência de calor
do compressor para o ambiente, que deve ser incluído na expressão de Sger. Para obter a taxa
de transferência de calor, deve-se conhecer a potência real fornecida ao compressor (�̇�𝑒𝑖𝑥𝑜)
e as entalpias de entrada e saída do refrigerante (hent e hsai). Sendo Q = �̇�𝑒𝑖𝑥𝑜 − �̇�𝑟(ℎ𝑠𝑎𝑖 −
ℎ𝑒𝑛𝑡). Onde �̇�𝑒𝑖𝑥𝑜 é a potência de eixo desenvolvida pelo compressor. É obtida através da
eficiência do compressor e da potência elétrica fornecida.
A metodologia de otimização termodinâmica empregada, centrada na irreversibilidade, é baseada
nos propostos de Padmanabhan e Palanisamy (2012) e Joybari et al., (2013).
O balanço de irreversibilidades para um volume de controle em processo de regime permanente é
expresso pela equação 61 (Joybari et al., 2013):
𝐼 = ∑ 𝐼𝑒 − ∑ 𝐼𝑠 + ∑ ⌊�̇� (1 −𝑇0
𝑇)⌋
𝑒− ∑ ⌊�̇� (1 −
𝑇0
𝑇)⌋
𝑠+ ∑ �̇�𝑒 − ∑ �̇�𝑠 (61)
Onde I é irreversibilidade (geração de entropia por irreversibilidades), os dois primeiros termos são
os fluxos de exergia do fluido de trabalho, os próximos dois termos são os fluxos de exergia da
transferência de calor e os últimos dois termos são os fluxos de exergia relativos ao trabalho.
De acordo com a Figura 22, o refrigerador consiste de compressor, condensador, tubo capilar,
trocador de calor interno e evaporador. Abaixo são apresentadas as taxas de destruição de exergia
(irreversibilidades) para cada processo do ciclo.
68
Linha de sucção (processo 1-2)
𝐼1−2 = 𝑇0�̇�𝑟 [(𝑠2 − 𝑠1) −(ℎ2−ℎ1)
𝑇0] (62)
Onde 𝐼2−1 é a exergia destruída na tubulação de conexão (kW), 𝑇0 é a temperatura de referência (K),
�̇�𝑟 é a vazão mássica de fluido (kg/s), S é a entropia (kJ/kgK), h é a entalpia específica (kJ/kg).
Compressor (processo 2-3)
𝐼,2−3 = 𝑇0 [�̇�𝑟(𝑠3 − 𝑠2) + (�̇�𝑒𝑖𝑥𝑜 −�̇�𝑟(ℎ3−ℎ2)
𝑇0] (63)
Onde �̇�𝑒𝑖𝑥𝑜 é a potência elétrica consumida pelo compressor em Watts.
Condensador (processo 3-4)
𝐼3−4 = 𝑇0�̇�𝑟 [(𝑠3 − 𝑠4) −(ℎ3−ℎ4)
𝑇𝐻] (64)
Onde 𝑇𝐻 é a temperatura de condensação (K).
Tubo capilar (processo 4-5)
𝐼4−5 = 𝑇0�̇�𝑟 [(𝑠5 − 𝑠4) −(ℎ5−ℎ4)
𝑇0] (65)
Evaporador (proceso 5-1)
69
𝐼5−1 = ±𝑇0�̇�𝑟 [(𝑠1 − 𝑠5) −(ℎ1−ℎ5)
𝑇𝐿] (66)
Onde 𝑇𝐿 é a temperatura de evaporação (K). Deve-se notar que a temperatura de referência (𝑇0)
pode ser positiva ou negativa, dependendo da temperatura do ar no interior do espaço refrigerado.
Trocador de calor interno (IHEX)
𝐼𝑖ℎ𝑒𝑥 = 𝑇0�̇�𝑟[(𝑠2 − 𝑠1) − (𝑠4 − 𝑠5)] (67)
Deve-se notar que quando o fluxo de calor entra no sistema (volume de controle), o sinal é
positivo. Contrariamente, se o fluxo de calor sai do sistema, o sinal é negativo.
Desse modo, é possível calcular a irreversibilidade em cada componente. A irreversibilidade total
no sistema é igual ao somatório de todos os componentes:
𝐼𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 = 𝐼1−2 + 𝐼2−3 + 𝐼3−4 + 𝐼4−5 + 𝐼5−1 + 𝐼𝐼𝐻𝐸𝑋 (68)
A irreversibilidade relativa de cada componente é igual à relação entre a sua destruição de exergia
e a destruição total do sistema:
𝐼𝑅 =𝐼𝑖
𝐼𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 (69)
A eficiência exergética (휀) é definida como:
휀 =�̇�𝑒𝑙𝑒−�̇�𝑑,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙
�̇�𝑒𝑙𝑒 (67)
70
A eficiência térmica do sistema é definida como a relação entre o calor extraído da câmara fria
pelo sistema de refrigeração, Qe (kWh), e o consumo total de energia, Etotal (kWh), conforme proposto
por Buzelin et al. (2005):
𝜂𝑡 =�̇�𝑐𝑎𝑟𝑔𝑎
𝐸𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙=
[𝑚𝑎𝑟𝑐𝑝,𝑎𝑟(𝑇𝑎𝑟,0−𝑇𝑎𝑟,𝑓)+(𝑚𝑟𝑒𝑠𝑐𝑟𝑒𝑠+𝑚á𝑔𝑢𝑎𝑐á𝑔𝑢𝑎)(𝑇𝑟𝑒𝑠,0−𝑇𝑟𝑒𝑠,𝑓)]∙10−3
3600⁄
𝐸𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 (70)
Onde: 𝑚𝑎𝑟, massa de ar na câmara fria (kg); 𝑐𝑝,𝑎𝑟, calor específico do ar à pressão constante (J/kgK);
𝑇𝑎𝑟,0, temperatura inicial do ar dentro da câmara fria (K); 𝑚𝑟𝑒𝑠, massa do reservatório de água (kg);
𝑐𝑟𝑒𝑠, calor específico do reservatório de aço (J/kgK); 𝑚á𝑔𝑢𝑎 , massa de água dentro do reservatório de
aço (kg); 𝑐á𝑔𝑢𝑎 , calor específico da água (J/kgK); 𝑇𝑟𝑒𝑠,0, temperatura inicial do reservatório de água
(K). Na equação acima, assume-se que a água está em equilíbrio térmico com o reservatório de aço
nas condições inicial e final dos ensaios.
71
4 . MATERIAIS E MÉTODOS
O objetivo fundamental dos procedimentos experimentais é avaliar os parâmetros relacionados às
propriedades termofísicas, à performance termodinâmica do sistema de refrigeração e à performance
tribológica destes nanolubrificantes. Para isto, torna-se importante a implementação de um método e
aparato experimental que concebam as etapas de: i) método de preparação do nanolubrificante; ii)
procedimento de caracterização termofísica do nanolubrificante; iii) avaliação tribológica da
aplicação do nanolubrificante, iv) planejamento experimental para avaliação termodinâmica da
aplicação do nanolubrificante, v) desenvolvimento do sistema experimental;
Trabalhos experimentais anteriores, como os realizados por Buzelin et al. (2005), Bi et al. (2008),
Jwo et al. (2009), Bi et al. (2011), Kedzierski (2011), Sabareesh et al. (2012), Joybari et al. (2013),
Ozturk et al. (2013), Ettefaghi et al. (2013), Xing et al. (2014), Kumar e Elansezhian (2014), lastreiam
o referencial metodológico deste projeto.
Neste item, o procedimento de preparação e caracterização termofísica dos nanolubrificantes, as
especificações do refrigerador e o sistema de ensaios são apresentados. Além disso, as equações para
a análise exergética de cada componente, irreversibilidade relativa e eficiência exergética e térmica
são formuladas. As propriedades termodinâmicas dos refrigerantes estudados e dos nanolubrificantes
são também apresentadas e comentadas.
4.1. APARATO E PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL
O procedimento experimental desta pesquisa é dividido em três partes:
a) Realização de ensaio de referência do refrigerador utilizando o R134a (210 g) e óleo POE
como lubrificante (200 mL). Os resultados foram estabelecidos e serviram como base para
comparação.
b) O compressor original com R134a foi substituído por outro compressor novo e o sistema
carregado com R600a (120 g, referente a 50% da carga de R134a) e óleo mineral puro (OM,
200 mL). Os resultados antes e depois da substituição foram obtidos e comparados. Os
parâmetros operacionais foram definidos para otimização pela segunda lei da termodinâmica
utilizando-se do método Taguchi.
c) O compressor foi substituído por outro compressor novo de mesmo modelo e lote de
fabricação (Tecumseh, modelo TP1410YS), com a composição de nanolubrificantes desejada
(200 mL), e o sistema submetido às condições de otimização previstas no método Taguchi,
72
utilizando o R600a como refrigerante. Para cada concentração de nanolubrificante analisada
foi utilizado um compressor novo. Foram utilizados um total de 10 compressores em todos os
ensaios.
4.1.1. Preparação e caracterização termofísica do nanolubrificante (óleo mineral
+ nanopartículas de Al2O3)
As nanopartículas de Al2O3 foram adicionadas ao óleo mineral para obtenção do nanolubrificante
e, posteriormente, introduzido no compressor.
Alguns resultados experimentais tem demonstrado que as partículas de Al2O3 proporcionam efeitos
de polimento e elevação da resistência ao desgaste quando adicionadas em óleos lubrificantes. Além
disso, a condutividade térmica dos lubrificantes geralmente é incrementada, porém, a maioria dos
estudos têm focado nas características de atrito e abrasão e a dependência da viscosidade do óleo
(Jwo et al., 2009).
As nanopartículas de Al2O3 (fase gama – hidrofílicas) utilizadas foram obtidas comercialmente e
são de fabricação da Sigma-Aldrich Co., possuem diâmetro médio de 50 nm, segundo microscopia
eletrônica de varredura (MEV). No entanto, devido às fortes forças atrativas de Van der Walls,
praticamente todas as nanopartículas estão na forma de aglomerados com dimensões maiores que o
diâmetro médio. Como forma de quebrar estes aglomerados, a ultrasonicação deve ser aplicada
(Zawrah et al., 2015). A Figura 23 apresenta a imagem das nanopartículas, obtida pela microscopia,
onde pode ser constatada uma tendência à aglomeração, ao agrupamento das mesmas em blocos
sólidos da ordem de 0,2 a 0,5 µm, ou seja, uma ordem de grandeza superior à sua dimensão nominal.
73
Figura 23. Imagem das nanopartículas de Al2O3 com diâmetro médio de 50 nm, obtidas por MEV.
(Fonte: Sigma-Aldrich, 2013)
O óleo mineral utilizado nos experimentos possui viscosidade de 30 cSt (@40oC), fabricado pela
empresa Raid e foi adquirido no comércio local em meados do ano de 2014. A Tabela 10 apresenta
as características do óleo base.
Tabela 10. Características do óleo mineral naftênico (ISO 32).
Nome Viscosidade
cinemática a
40oC (cSt)
Densidade a
20oC (g/cm3)
Ponto de
fulgor
(oC)
Ponto de
fluidez
(oC)
Coeficiente de
expansão
térmica (1/oC)
Rigidez
dielétrica
(kV)
CP RF
32
30,0 0,9 180,0 -39,0 0,102 40,0
As concentrações mássicas de 0,1 (0,0025% em volume), 0,5 (0,012 % em volume), 1,19 (0,03%
em volume) e 1,98 g/L (0,05% em volume) de Al2O3 foram inicialmente escolhidas para a avaliação
das propriedades termofísicas e de sedimentação como forma de selecionar as concentrações em que
não ocorrem grandes incrementos em viscosidade com reduzida sedimentação e elevada
condutividade térmica. As nanopartículas foram pesadas em uma balança digital OHAUS (resolução
de 0,1 mg) e, posteriormente, adicionadas em 600 mL de óleo mineral ISO 32, conforme Figura 24.
74
Figura 24. Procedimento de preparação do nanolubrificante. (a) balança analítica utilizada, (b)
agitação magnética de 200 mL de nanolubrificante (Fonte: O Autor, 2015).
Para obter uma boa condição de dispersão das partículas no lubrificante, foram utilizadas as
técnicas de agitação magnética e ultrassônica, sendo as principais presentes na literatura (Wang e
Mujumdar, 2007; Jwo et al., 2009; Bobbo et al., 2010; Bi et al., 2011; Kedzierski, 2011; Padmanabhan
e Palanisamy, 2012; Sabareesh et al., 2012; Ettefaghi et al., 2013; Xing et al., 2014).
Primeiramente, após a colocação das nanopartículas em 600 mL de óleo, esta mistura foi
submetida à agitação ultrassônica (750 W a 20 kHz) por um período de 24 horas. Após este
procedimento, a mistura foi submetida à agitação magnética por um período de 24 horas, conforme
Figura 24. Não foram utilizados surfactantes.
Os métodos de sedimentação e centrifugação, a técnica de análise do potencial Zeta, a analise de
absorbância espectral, o método ω e o método de microscopia eletrônica e de espalhamento de luz
são as técnicas mais conhecidas para avaliar a estabilidade de nanofluidos (Alegrias, 2014). Ainda
que, segundo os autores, estas tenham mostrado excelentes resultados, neste trabalho não foi
empregada nenhuma destas técnicas, uma vez que esta atividade não faz parte dos objetivos
propostos. No entanto, são relatadas algumas observações registradas durante a preparação e
manuseio das amostras de nanofluidos preparados.
75
No procedimento experimental, uma vez preparadas as soluções estas foram aplicadas na bancada
experimental, no entanto, uma amostra era armazenada para observar uma possível sedimentação ao
longo do tempo. As amostras foram colocadas em recipientes transparentes para verificação da
ocorrência de sedimentação.
A Figura 25 mostra as fotos de amostras de nanolubrificantes nas concentrações de 0 g/L; 0,1 g/L;
0,5 g/L; 1,19 g/L e 1,98 g/L . Na seqüência, da esquerda para a direita, pode-se observar os fluidos
contaminados pelas partículas e em repouso, nos recipientes, após preparação.
Figura 25. Amostras de nanolubrificante após a preparação: da esquerda para a direita,
concentrações de 0; 0,1; 0,5; 1,19 e 1,98 g/L logo após preparação (Fonte: O Autor, 2015).
Após 240 horas de repouso, observou-se visualmente que as nanopartículas de Al2O3
sedimentaram fortemente nas concentrações de 1,19 e 1,98 g/L. A concentração de 1,98 g/L
apresentou completa sedimentação após o período de 240 horas, levando-nos a descartar,
posteriormente, estas possibilidades de concentrações para a avaliação experimental. Foram
selecionadas as amostras com 0,1 e 0,5 g/L que apresentaram reduzida sedimentação após este
período em repouso.
4.1.1.1. Medição da viscosidade dinâmica dos nanolubrificantes
A viscosidade das amostras dos nanolubrificantes utilizados nos experimentos foi medida com um
reômetro Brookfield LVDV-IIIUltra, tipo cilindro rotativo com geometria Spindle LV-1, instalado
76
no Laboratório de Energia da UFRN. A Figura 26 apresenta o reômetro e a disposição das amostras
para as medições.
Figura 26. Reômetro Brookfield LVDV-III Ultra utilizado para medição da viscosidade dos
nanolubrificantes. (a) Visão geral do equipamento. (b) Detalhe da montagem para medição de
viscosidade (Fonte: O Autor, 2015).
Foram realizadas medições de viscosidade nas temperaturas de 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40 e 45oC
para todas as amostras, de modo a conhecer o comportamento da viscosidade com a variação de
temperatura. As medições foram realizadas durante o ciclo de resfriamento das amostras até o set-
point de temperatura desejado com o auxílio de um banho termostático Brookfield TC-550. A
incerteza do reômetro é de ±1% do fundo de escala, para qualquer geometria do agitador (spindle) e
velocidade.
4.1.1.2. Medição da condutividade térmica dos nanolubrificantes
Após a preparação e medição de viscosidade dos nanolubrificantes, foram realizadas medições
de condutividade térmica das amostras, em todas as concentrações. A condutividade térmica dos
77
nanolubrificantes utilizados neste trabalho foi realizada por intermédio de uma sonda linear KS-1
juntamente com o aparelho KD2-Pro (Decagon Devices.), aplicando o método transiente do “fio
quente”- THW (transient hot wire). Este equipamento, mencionado nos trabalhos de Buongiorno et
al. (2009), Ettefaghi et al. (2013) e Ozturk et al. (2013), é indicado para a avaliação de substâncias
com condutividade térmica estimada entre 0,02 e 4 W/m·K (Decagon Devices, 2014). A figura 27
apresenta o aparato utilizado nas medições.
Figura 27. Aparato para medição de condutividade térmica, KD2-Pro e banho termostático
Brookfield TC-500 (Fonte: O Autor, 2015).
As medições foram realizadas nas temperaturas de 8, 10, 30 e 35ºC. Para cada temperatura, a
amostra foi colocada no banho termostático com um sensor de temperatura para monitoramento. No
centro do béquer, o sensor KS-1 foi mergulhado verticalmente. Após a amostra atingir a temperatura
desejada, o banho termostático foi desativado para evitar vibrações e correntes de convecção no
interior do fluido, como forma de minimizar os erros de medição. As medições de condutividade
foram realizadas durante o período de 1 minuto em ciclo de resfriamento do fluido, conforme sugerido
pelo fabricante. A sonda KS-1 do instrumento KD2-Pro apresenta incerteza de medição de ±0,01
W/mK (5%).
78
4.1.2. Descrição do refrigerador, aparato experimental e instrumentação
O aparelho de refrigeração utilizado nesta pesquisa foi originalmente projetado para operar com
210 g de R134a como refrigerante e trata-se de um aparelho do tipo expositor refrigerado com porta,
conforme Figura 28. As especificações são resumidas na Tabela 11. Este equipamento consiste de
um compressor do tipo alternativo, condensador, tubo capilar e forçador de ar. O óleo lubrificante
utilizado pelo compressor é do tipo POE (poliester).
Deve ser notar que o condensador e o compressor são resfriados por convecção forçada, obtida
por um ventilador localizado entre o condensador e o compressor. O ventilador succiona ar através
do condensador e sopra-o no compressor.
Tabela 11. Especificações técnicas do refrigerador.
Número de portas 01
Volume do
compartimento refrigerado
404 litros
Tensão 220 V
Corrente nominal 0,9 A
Frequência 60 Hz
Refrigerante R134a, 210 g
Degelo Sem degelo
Tubo capilar Material: cobre. Comprimento/diâmetro interno: 3,80 ± 0,05
m/1,04 ± 0,02 mm.
Classe de clima Tropical
Evaporador Forçador com tubos aletados
Condensador Tipo: Dupla torre helicoidal resfriado a ar com convecção
forçada. Material: aço.
Compressor Fabricante: Tecumseh. Potência: 1/3 HP, convecção forçada.
Tipo: Alternativo. Número de cilindros: 01. Lubrificante: POE.
79
Figura 28. Refrigerador do tipo expositor vertical utilizado nos experimentos.
Para a condução dos ensaios, primeiramente, sensores de temperatura foram instalados nos pontos
desejados ao longo da tubulação de refrigerante. Foram monitorados também os parâmetros de
pressão do refrigerante, temperatura ambiente, temperatura no compartimento refrigerado, potência
elétrica e consumo de energia.
Cinco manômetros do tipo Bourdon com resolução de 1 PSI foram utilizados para indicar a
pressão nos pontos 1-2-3-4-5, mostrados na Figura 20, anteriormente. Estes manômetros foram
calibrados com o uso de sistema de peso morto no Laboratório de Metrologia da UFRN. Para as
medições das pressões de sucção e descarga do compressor também foram utilizados transdutores de
pressão.
Nove termopares de superfície do tipo T foram utilizados para medição das temperaturas na saída
e entrada do compressor, entrada e saída do condensador, entrada e saída do evaporador, entrada e
saída do trocador de calor interno. Seis termopares do tipo T com bainha foram utilizados para
medição das temperaturas do ar de insulflamento, ar de retorno e temperatura da água. Todas as
medições de temperatura realizadas com o sistema de refrigeração em operação utilizaram termopares
de acordo com a norma NBR 12866 (1993). Todos os termopares foram calibrados em forno de
calibração de banho térmico Salcas Dry 1200, com resolução e 1ºC.
80
A medição, aquisição e registro das temperaturas foram realizados com o auxílio de um sistema de
aquisição de dados NI-DAQmx da marca National Instruments. Sua configuração foi feita através do
software LabView. Neste estudo foi adotada uma placa de aquisição modelo NI 9211, a placa de
aquisição é montada sobre um chassi NI cDAQ – 9172 que pode armazenar até oito placas.
Um medidor de consumo monofásico foi utilizado para mensurar o total de energia consumida pelo
refrigerador e foi instalado um transdutor de potência ativa para obtenção da potência elétrica
consumida pelo compressor.
A Figura 29 apresenta um esquema do sistema com a localização dos sensores e todos os
instrumentos. A especificação de todos os sensores é apresentada na Tabela 12. A precisão dos
instrumentos utilizados nos experimentos é apresentada na Tabela 13, conforme dados dos
fabricantes.
Tabela 12. Identificação dos sensores de temperatura, pressão e manômetros.
Sensor Identificação Localização
Termopar tipo T (superfície)
TS-1 Descarga do compressor
TS-2 Saída do condensador
TS-3 Entrada do tubo capilar
TS-4 Entrada do evaporador
TS-5 Entrada do acumulador
TS-6 Saída do acumulador
TS-7 Saída do evaporador
TS-8 Saída do trocador de calor interno
TS-9 Sucção do compressor
Termopar (fluxo de ar)
TAR-1 Entrada do condensador
TAR-2 Saída do condensador
TAR-3 Saída do compressor
TAR-4 Entrada do evaporador
TAR-5 Saída do evaporador
Manômetro Bourdon (tubulação)
MN-1 Sucção do compressor
MN-2 Descarga do compressor
MN-3 Saída do condensador
MN-4 Entrada do evaporador
MN-5 Saída do evaporador
Transdutor de pressão (tubulação) TRP-1 Descarga do compressor
TRP-2 Sucção do compressor
81
Tabela 13. Precisão dos instrumentos utilizados.
Variável Fabricante/Faixa de operação Precisão
Temperatura OMEGA/-30 a 150oC 0,3oC
Pressão Transdutor piezolétrico WIKA A-10/0-40 bar; -1-10
bar
Manômetro Bourdon GITTA/0-120 PSI; 0-450 PSI
0,5%
1 PSI
Potência elétrica KRON/0 - 5 A 0,25 %
Consumo de
energia
KIENZLE/0,5 - 50 A 1000 pulsos
/kWh
Carga de gás Balança SARTORIUS/0 - 1000 g 1,0 g
Figura 29. Diagrama esquemático do circuito de refrigeração e localização da instrumentação nele utilizada.
83
Uma balança digital (Sartorius) com resolução de 1,0 g foi utilizada para determinar a
quantidade de refrigerante a ser inserida no sistema.
O sistema composto pelo refrigerador com todos os seus componentes e
instrumentação foi colocado em uma câmara com controle de temperatura
(22,5oC±0,3oC) com umidade relativa média de 75% ± 5%, realizado por um sistema de
climatização.
Uma carga de 210 g ± 0,1g de R134a foi aplicada ao compressor para realização dos
ensaios de referência. Para todos os ensaios foi utilizado o mesmo tubo capilar, com 3800
mm ± 0,1 mm de comprimento. O refrigerador foi carregado internamente com um
reservatório de aço contendo 4 litros de água destilada, de forma a simular uma carga
térmica interna. A porta do refrigerador foi mantida aberta, até o inicio do ensaio, para o
sistema entrar em equilíbrio térmico com a câmara. Foram realizados ensaios de
abaixamento de temperatura e ciclagem, conforme normas da ABNT.
Todas as observações experimentais são realizadas após o sistema atingir a condição
de regime permanente (após 3 horas). O refrigerador foi colocado em funcionamento até
atingir a seguinte condição de operação: temperatura interna igual a -18oC.
A norma NBR 12869 (1993) prescreve o método a ser utilizado para verificar, sem
carga térmica (pacotes de ensaio), as características de funcionamento da unidade de
refrigeração em função da adequação do termostato, o percentual de tempo de
funcionamento do compressor, a corrente e a potência absorvidas, quando o aparelho é
submetido a condições específicas de temperatura ambiente.
Durante o ensaio, o aparelho permaneceu com as portas fechadas e operou até que as
condições de regime estabilizado foram atingidas, antes de se realizarem as leituras e os
registros. Todos os valores medidos foram registrados em: dois ou mais ciclos completos
e, no mínimo, 3 h. O refrigerador foi ensaiado com o termostato na posição de máximo.
Para a realização de ensaios subsequentes, foi necessário aguardar o prazo de 24 h para
ocorrer o total descongelamento do interior do refrigerador e este se manter à temperatura
ambiente, conforme proposto pela NBR 12869 (1993).
Quando os ensaios de ciclagem são iniciados, o sistema é monitorado (pressões de
operação nos manômetros e transdutores a cada 5 minutos; temperaturas em todos os
pontos mencionados na Figura 29, a cada 1 minuto) até ocorrer o desligamento do
termostato (set-point: posição de máximo), neste momento, são obtidos os dados de
84
consumo de energia (kWh) e tempo de operação até o set-point. Para cada ensaio, foi
calculada a irreversibilidade total do ciclo até a condição de set-point determinada pelo
termostato. Nestes ensaios, o refrigerador operou durante um tempo total de 3 horas, até
atingir o regime permanente.
Para os ensaios de abaixamento de temperatura, o termostato é desativado e o sistema
é monitorado (pressões de operação nos manômetros e transdutores a cada 20 minutos;
temperaturas em todos os pontos mencionados na Figura 29, a cada 1 minuto) até
completar 3 horas de operação contínua. Nesse momento, foram obtidos os dados de
consumo de energia (kWh).
De modo a reduzir as incertezas experimentais, os ensaios foram repetidos 3 vezes e
os valores médios foram considerados.
Foram obtidos do sistema em funcionamento, os parâmetros de pressão e temperatura
do fluido refrigerante, a partir disto, foi utilizado o software REFPROP 6.0 (McLinden et
al., 1998) para obtenção das propriedades termodinâmicas do fluido (entalpia e entropia)
ao longo dos componentes, permitindo realizar a análise termodinâmica.
4.1.3. Análise de incertezas
A análise de incertezas na quantificação das irreversibilidades e da eficiência
exergética em todos os processos serão desenvolvidas nesta seção. Já que as
irreversibilidades em todos os processos e a eficiência exergética dependem das medições
de pressão e temperatura em todos os pontos do ciclo, temperatura de referência e
medições obtidas no medidor de consumo, as propagações de incertezas das
irreversibilidades em todos os processos e nas eficiências exergéticas são determinadas
através do somatório das incertezas discretas, como mostrado na Equação 71 (Beckwith
e Marangoni apud Padmanabhan e Palanisamy, 2012).
𝑢𝑓 = √[𝑢𝑥1 ∙𝜕𝑓
𝜕𝑥1]
2
+ [𝑢𝑥2 ∙𝜕𝑓
𝜕𝑥2]
2
+ ⋯ + [𝑢𝑥𝑛 ∙𝜕𝑓
𝜕𝑥𝑛]
2
(71)
Onde uf é a incerteza global da função f, resultando das incertezas individuais de x1, x2,
..., xn; x1, x2,..., xn são os valores nominais das variáveis; ux1, ux2,..., uxn são as incertezas
85
discretas. A incerteza global das medições individuais é composta por um erro sistemático
ux,sistematico e um erro randômico, ux,randomico. O erro sistemático é associado com a precisão
de cada instrumento. O erro randômico de cada instrumento é determinado pela
distribuição de t de Student a 95% de nível de confiança (ANSI/ASHRAE apud
Padmanabhan e Palanisamy, 2012), e calculado por:
𝑢𝑥,𝑟𝑎𝑛𝑑𝑜𝑚𝑖𝑐𝑜 =𝑡𝜎
√𝑛 (72)
𝜎 = [1
(𝑛−1)∑ (𝑋𝑖 − 𝑋1)2𝑛
𝑖=1 ]0,5
(73)
Onde n representa o grau de liberdade; t = 1,645 a 95% de nivel de confiança; σ é o desvio
padrão calculado pela Equação 73; Xi é a magnitude da quantidade medida; X1 é o valor
médio.
A incerteza total de uma medição individual é determinada pela seguinte equação:
𝑢𝑥 = √𝑢𝑥,𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚.2 − 𝑢𝑥,𝑟𝑎𝑛𝑑𝑜𝑚.
2 (74)
A análise de incerteza dos parâmetros no ensaio de referência para o R600a puro é
apresentada na Tabela 14.
Tabela 14. Incertezas associadas ao ensaio de referência com o R600a puro.
Parâmetro Valor
médio
Desvio
padrão
Erro
sistemático
Erro
randômico
Erro
total
%
P1 (PSI) 2,2 0,29 1,0 0,24
T1 (oC) 4,6 0,17 0,3 0,14
P2 (PSI) 0,7 0,29 1,0 0,24
T2 (oC) 15,1 0,02 0,3 0,01
P3 (PSI) 103,4 0,84 5,0 0,68
T3 (oC) 53,2 0,68 0,3 0,56
P4 (PSI) 107,4 0,10 5,0 0,08
T4 (oC) 29,2 0,19 0,3 0,16
P5 (PSI) 3,2 0,29 1,0 0,24
T5 (oC) -9,5 0,06 0,3 0,05
86
Potência (W) 288,5 1,40 0,7 1,14
Consumo de
energia (kWh)
0,23 0,005 0,01 0,004 0,011 ±4,62%
I1-2 (W) 0,39 0,015 0,0196 0,012 0,023 ±5,88%
I2-3 (W) 165,70 1,10 8,28 0,89 8,33 ±5,02%
I3-4 (W) 0,32 0,0057 0,0097 0,0047 0,011 ±3,33%
I4-5 (W) 0,80 0,021 0,032 0,017 0,036 ±4,54%
I5-1 (W) 0,26 0,023 0,0083 0,019 0,021 ±7,94%
Eficiência
exergética (%)
0,415 0,0028 0,0216 0,0023 0,0217 ±5,22%
O erro estimado para o ensaio de referência com o R600a e óleo mineral puro é de
±4,62% para o consumo de energia, ±5,88% para a I1-2, ±5,02% para I2-3, ±3,33% para a
I3-4, ±4,54% para a I4-5, ±7,94% para I5-1 e ±5,22% para a eficiência exergética.
4.1.4. Otimização termodinâmica baseada no método Taguchi
O método Taguchi utiliza um projeto experimental para obter uma condição ótima. O
método não proporciona somente um arranjo ortogonal padrão para os ensaios, mas
também analisa os resultados de acordo com relações sinal-ruído (S/N) e um critério de
qualidade (Peace, 1993). Fatores significativos são identificados por análise de variância
(ANOVA).
A determinação de uma combinação ótima de fatores que influenciam o sistema é
possível com esse método. Uma das vantagens do método é a repetibilidade das condições
de operação ótimas do laboratório para a condição real (Joybari et al., 2013). Detalhes
sobre o método serão desenvolvidos durante a fase de consolidação da literatura
pertinente (Montgomery, 2008; Phadke, 1989; Ross, 1987; Taguchi, 1986, 1987).
Este método tem sido aplicado em estudos gerais sobre performance de sistemas
energéticos, especialmente trocadores de calor, para obter condições ótimas de projeto
(Bilen et al., 2001; Kotcioglu et al., 2013; Qi et al., 2007; Sahin e Demir, 2008a, 2008b;
Yun e Lee, 2000; Joybari et al., 2013). O método também tem sido aplicado para estudar
o COP e eficiência exergética de bombas de calor (Comakli et al., 2009; Comakli et al.,
1999; Comakli et al., 2010).
Embora o método seja uma ferramenta comum em pesquisas de sistemas energéticos,
a aplicação do método em sistemas de refrigeração é escassa (Joybari et al., 2013).
87
Srinivas (2010) utilizou uma mistura ternária de R134a/R600a/R290 com frações em
massa de 25%/37.5%/37.5% como refrigerante em um refrigerador para estudar
características de performance: efeito de refrigeração, potência do compressor e COP. Os
experimentos foram conduzidos através do método Taguchi. Os resultados demonstraram
ser satisfatórios.
No presente trabalho, foram considerados 3 fatores de forte influência na performance
do sistema. Os fatores escolhidos foram carga de R600a (4 níveis – 100, 110, 120 e 130
g), velocidade de rotação do ventilador no condensador (2 níveis – 800 e 1100 RPM) e
concentração de nanopartículas no lubrificante (2 níveis – 0,1 e 0,5 g/L). Estes fatores
foram considerados com base nos estudos desenvolvidos por Joybari et al. (2013). A
Tabela 15 apresenta a combinação dos fatores e níves selecionados.
Tabela 15. Fatores e níveis experimentais selecionados.
Fator
Níveis
1 2 3 4
Carga de R600a (g) 100 110 120 130
Rotação vent. Condensador (RPM) 800 1100 - -
Proporção de Al2O3 no óleo (g/L) 0,1 0,5 - -
O software Qualitek-4 (Nutek) permite projetar os experimentos com a metodologia
Taguchi. Para a existência de 3 fatores, um com 4 níveis e outros dois com 2 níveis cada,
ter-se-á uma estrutura ortogonal L8, com 8 ensaios envolvendo todos os parâmetros de
grande influência no sistema, de modo a se obter uma condição ótima de operação quanto
à minimização da geração de entropia. A Tabela 16 apresenta o arranjo ortogonal L8 de
ensaios, proposto pelo software para a análise experimental.
88
Tabela 16. Projeto experimental L8 selecionado
Ensaio
Carga
R600a
(g)
Velocidade vent. condensador (RPM)
Proporção de
Al2O3 (g/L)
1 1 1 1
2 1 2 2
3 2 1 1
4 2 2 2
5 3 1 2
6 3 2 1
7 4 1 2
8 4 2 1
De modo a determinar a importância de cada fator sobre o sistema, o software
desenvolve uma análise de variância (ANOVA), que é uma ferramenta de análise dos
resultados sob a ótica da variância em cada parâmetro selecionado. Este é o único método
estatístico de análise permitido pelo software. Em uma análise S/N (sinal-ruído) pelo
método Taguchi, existem três tipos de características de qualidade: “nominal é melhor”,
“menor é melhor” e “maior é melhor”.
Neste projeto, como a irreversibilidade total (Itotal) foi selecionada como resposta, o
propósito é minimizar esta resposta do sistema, assim, a característica de qualidade
selecionada será “menor é melhor”. Nesta condição, a relação S/N é calculada pela
seguinte equação (Nutek Inc.)
𝑆
𝑁= −10 𝑙𝑜𝑔 (
1
𝑛∑ 𝑦𝑖
2𝑛𝑖=1 ) (75)
Onde n é o numero de replicações dos ensaios e y é a resposta (irreversibilidade total).
Os resultados dos cálculos de irreversibilidades em cada ensaio foram fornecidos ao
software para a obtenção das análises de variância e diagramas sinal-ruído (S/N).
89
4.1.5. Ensaio tribológico em HFRR (High Frequency Reciprocating Rig)
Foram realizados ensaios com um tribômetro para avaliação de lubricidade do tipo
HFRR. A lubricidade é um termo qualitativo que descreve a habilidade de um fluido
afetar o atrito entre superfícies sob carga e com movimento relativo, bem como o desgaste
nessas superfícies. Ela é avaliada pela escara do desgaste, em m, produzida em uma
esfera animada com deslizamento alternado contra um plano estacionário (ASTM D6079-
04). Pode-se inferir da definição da ASTM que quanto maior a lubricidade, menor a
escara do desgaste, assegurando eficácia ao filme lubrificante em sua ação de separação
das superfícies sob movimento relativo.
Quando duas superfícies em contato deslizam uma sobre a outra, sob carga, a
interação entre suas asperezas é responsável por gerar as forças de contato que se opõem
ao movimento (conhecidas como forças de atrito), que têm parte de suas energias
dissipadas na forma de calor, ruído e desgaste dos materiais envolvidos no contato. Se
entre as superfícies houver um material servindo de interface entre o contato das
superfícies e agindo de modo a diminuir estas forças de atrito, diz-se que o deslizamento
é lubrificado (Hutchings apud Joaquim, 2007)
Em alguns sistemas lubrificados, o lubrificante pode não evitar completamente o
contato entre as asperezas, entretanto, poderá reduzir a resistência das junções formadas.
O filme lubrificante caracteriza-se por uma tensão de cisalhamento menor que a dos
materiais das superfícies envolvidas. Essas relações entre essas duas tensões, do filme
lubrificante e das superfícies e entre a espessura do filme e as asperezas são discutidas
por Hutchings (1992), que as associa à deformação plástica das asperezas e ao coeficiente
de atrito entre as superfícies.
Quando o contato entre as superfícies metálicas (esfera-plano) apresenta um
percentual de filme próximo de zero significa que há uma queda de potencial no contato
e, portanto as superfícies estão significativamente mais próximas. Uma vez que as
superfícies estão mais afastadas, devido à presença do fluido com maior capacidade de
lubrificação, o atrito será menor. Ou seja, o coeficiente de atrito no ensaio HFRR é função
do percentual de filme de óleo lubrificante formado entre as superfícies, e indica o nível
de lubricidade do fluido analisado.
A lubricidade foi avaliada através de ensaios em uma máquina HFRR pertencente ao
GET – Grupo de Estudos de Tribologia e Integridade Estrutural da UFRN. Neste
90
equipamento, a quantidade de 2 mL de óleo deve ser adicionada a um recipiente que
contém o par tribológico em contato (esfera de aço AISI E-52100 contra disco torneado
e lixado de ferro fundido cinzento FC-200). Os materiais utilizados nos corpos de prova
são idênticos aos existentes no contato entre pino do pistão (E-52100) e conexão da biela
(ferro fundido FC-200) do compressor hermético analisado experimentalmente, conforme
Figura 30. Os discos foram torneados e receberam acabamento com lixa 200 (Ra < 0,5
μm) .
De acordo com a norma ASTM D 6079-04, a execução do ensaio de lubricidade é
precedida por procedimentos de limpeza da esfera, disco e seus respectivos suportes.
Inicialmente, estes materiais são colocados em um béquer contendo acetona ((CH3)2CO)
dentro da cuba do aparelho de banho ultrassônico por 10 minutos; e , após a secagem com
jato de ar quente, são montados no equipamento para os ensaios. Os ensaios foram
realizados em regime de triplicata para reduzir as incertezas experimentais. A Tabela 16
apresenta os parâmetros do contato esfera/plano em questão.
Figura 30. Componentes (pistão, pino e biela) do mecanismo de compressão do
compressor hermético utilizado nos experimentos (Fonte: O Autor, 2015).
91
Usando a teoria de Hertz para um contato bi-dimensional entre corpos cilíndricos
(Johnson, 1996), a pressão máxima na face carregada e a área de contato existente entre
a biela e o pino do pistão do compressor utilizado nos experimentos (ver Tabela 11) pôde
ser calculada, conforme Tabela 17. Para os cálculos em questão, considerou-se as
condições de pressão de descarga dos ensaios com R600a puro.
Tabela 17. Parâmetros de contato no compressor hermético.
Pressão de
descargaa
(kPa)
Força
aplicada
na face do
pistãoa (N)
Força/comprimento
(N/mm)
Máxima
pressão de
contato
(GPa)b
Área de
contato
(mm2)c
Espessura
de semi-
contato
(mm)
753 297,8 29,8 0,51 0,74 0,037
a Esta força foi aplicada sobre a face do pistão, com área de 395,6 mm2, e transmitida ao pino (assumindo ausência de
perdas); bCálculos assumindo os seguintes dados: - Para o pino: raio = 4,900 mm, E = 210 GPa, v = 0,29; - Para a biela: raio = 4,908 mm, E = 90 GPa, v = 0,25; - A linha de contato foi considerada como sendo igual à largura da conexão da biela (10 mm); cA área de contato é calculada através do dobro da espessura de semi-contato multiplicado pela largura da conexão da biela;
Como forma de se aproximar da condição real de contato existente nos componentes
do compressor (conforme Tabela 17), foi selecionado um carregamento no contato
esfera/plano do HFRR que mais se aproximasse das condições de pressão de contato entre
o pino/biela do compressor hermético. Os dados experimentais utilizados no HFRR são
apresentados na Tabela 18.
Tabela 18. Parâmetros experimentais do contato esfera/plano.
Materiais Esfera: aço E-52100, Dureza = 850 HV, Módulo de Young
= 210 GPa, coeficiente de Poisson = 0,29
Plano: ferro fundido FC-200, Dureza = 163-207 HB,
Módulo de Young = 90 GPa, coeficiente de Poisson = 0,25
Diâmetro da esfera 6,0 mm
Diâmetro do disco 10,0 mm
Rugosidade Esfera < 0,05 μm Ra; Disco < 0,5 μm Ra
Carga 1,96 N
Módulo de Young
efetivo
135,3 GPa
Raio de contato efetivo 1,5 mm
Espessura de semi-
contato
0,04 mm
Rigidez de contato 5,45 x 106 N/m
92
Pressão de contato
média (pm)
0,39 GPa
Máxima pressão de
contato (1,5pm)
0,58 GPa
O ensaio HFRR possui deslizamento alternado com amplitude de 1 mm e freqüência
20 Hz, durante 60 minutos e a uma temperatura do contato de 50oC, totalizando 72000
ciclos. A carga aplicada ao contato foi de 1,96 N (200 gf) com 2 ml de lubrificante na
região de contato. Esta condição de ensaio foi selecionada de modo a reproduzir a
condição de lubrificação limite, onde se tem elevada carga e baixa frequência de
deslizamento. Estudos anteriores demonstram que o pino do pistão e a seção superior da
biela (menor diâmetro) são os mais suscetíveis, já que, para compressores de refrigeração
doméstica, o pino e a seção superior da biela operam numa condição de lubrificação
limite, os outros mancais são hidrodinâmicos (Garland e Hadfield, 2005).
Após este tempo, a esfera é sacada do locus de ensaio e o excesso de óleo removido
com papel absorvente. As Figuras 31 e 32 apresentam esquemas do equipamento de
HFRR utilizado.
Figura 31. Estrutura e composição do aparato de ensaios de lubricidade HFRR (Fonte:
PCS Instruments, 2007)
93
Figura 32. Diagrama esquemático do ensaio no equipamento de lubricidade HFRR
(Adaptada de Farias et al., 2011)
O coeficiente de atrito é um indicador importante para comparar as características de
lubrificação do óleo mineral puro e com nanopartículas de Al2O3. A força de atrito
desenvolvida entre o disco e a esfera é utilizada para o software estimar o coeficiente de
atrito (Sabareesh et al., 2012).
Neste estudo, não foram analisados os dados de percentual de formação de filme
lubrificante no contato, pois, como as nanopartículas utilizadas são óxidos cerâmicos
(Al2O3) e o princípio de medição da formação de filme se dá pela resistência elétrica de
contato, poderiam acarretar em resultados contraditórios.
As dimensões da escara de desgaste formada na superfície da esfera são avaliadas em
um microscópio óptico com ampliação de 100 vezes. A média aritmética dos diâmetros
maior (x) e menor (y) da elipse da escara é o número que descreve o desgaste da esfera,
a quem se associa o grau de lubricidade do combustível. Este número é chamado de WSD
(Wear Scar Diameter) pela norma ASTM D 6079 (2004). Valores WSD elevados indicam
um maior desgaste da esfera e, portanto, um fluido de baixa lubricidade e vice-versa
(Joaquim, 2007).
4.1.5.1. Número de Péclet
Stachowiak e Batchelor (1996) citam que é muito importante conhecer e calcular a
temperatura do contato utilizando as leis de conservação da energia e transferência de
calor com o regime de lubrificação elastohidrodinâmica. Essa temperatura afeta não
apenas as características de lubrificação, como também o desgaste e atrito a seco, através
94
da formação de óxidos. Esses autores expressam o calor gerado pelo atrito em função do
coeficiente de atrito, carga e velocidade e destacam o número de Péclet (L) como um
parâmetro adimensional que permite a diferenciação entre vários regimes de velocidade.
Este parâmetro é expresso por :
𝐿 =𝑈𝑎
2𝜒 (76)
Onde U é a velocidade de um dos sólidos em m/s (0,04 m/s); a é a dimensão do contato
(raio ou semi-largura do contato) em metros e 𝜒 é a difusividade térmica em m2/s. A
difusividade térmica do material (1,49 x 10-5 m2/s para ferro fundido FC-200) pode ser
calculada por:
𝜒 =𝑘
𝜌𝑐𝑝 (77)
Onde k é a condutividade térmica em W/mK, 𝜌 é a massa específica em kg/m3 e 𝑐𝑝 é o
calor específico em J/kgK.
Este parâmetro adimensional é um indicador da penetração de calor no substrato dos
sólidos em contato, ou seja, ele descreve se há tempo suficiente para a distribuição de
temperatura do contato se difundir dentro do sólido estacionário. Um elevado número de
Péclet indica alta velocidade para características constantes do material. Este parâmetro
é apenas um indicador de possível comportamento, já que as propriedades termofísicas
dos materiais (i.e., condutividade térmica e calor específico) sofrem alterações durante o
o processo de modificação microestrutural durante o deslizamento (Abdel-Aal, 2005).
Se o número de Péclet é menor que 0,1, a fonte de calor pode ser considerada como
fixa e a distribuição de temperatura na superfície de contato será simétrica (Stachowiak e
Batchelor, 1996). A taxa de advecção de calor é muito inferior à taxa de difusão de calor
no material.
Se o número de Péclet estiver entre 0,1 e 5, uma das superfícies se desloca lentamente
em relação à outra, podendo-se tratar o problema como similar a uma fonte térmica que
se desloca lentamente (Stachowiak e Batchelor, 1996). A taxa de advecção de calor na
superfície já se torna considerável em relaçao à taxa de difusão de calor.
Se o número de Péclet for maior que 5, não há tempo do calor se difundir em uma
grande profundidade abaixo ou acima da interface de contato. O fluxo térmico se
95
concentra próximo da superfície (Stachowiak e Batchelor, 1996). A taxa de difusão de
calor é muito inferior à taxa de advecção de calor na superfície.
96
5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
5.1. VISCOSIDADE DINÂMICA DOS NANOLUBRIFICANTES
Os resultados esboçados no gráfico da Fig. 33, evidenciam que as viscosidades dos
nanolubrificantes nas concentrações de 1,19 e 1,98 g/L foram ligeiramente inferiores à
do óleo mineral puro em cerca de 1,2%, a 10oC. As concentrações de 0,1 e 0,5 g/L
apresentaram viscosidades ligeiramente superiores ao óleo mineral puro em cerca de
3,9%, a 10oC.
A partir de 20oC e com a elevação da temperatura, as viscosidades se tornam
praticamente iguais para todas as amostras. A máxima incerteza obtida nas medições das
viscosidades foi de ±12 cP (temperatura de 10oC). A mínima incerteza obtida nas
medições foi de ±1 cP (temperatura de 45oC), conforme procedimento proposto pelo
fabricante.
Figura 33. Viscosidades dinâmicas das amostras de nanolubrificante em função da
temperatura.
Neste sentido, observou-se uma tendência pouco comentada na literatura: a de
redução da viscosidade do nanolubrificante com a presença de baixas concentrações de
25
50
75
100
125
150
175
200
225
250
275
5 10 15 20 25 30 35 40 45 50
Vis
cosi
dad
e d
inâm
ica
(cP
)
Temperatura (°C)
0%
0,0025%
0,012%
0,03%
0,05%
97
nanopartículas. Tal fato coloca em dúvida a validade dos modelos matemáticos (pois não
consideram movimento Browniano e termoforese) existentes para determinação da
viscosidade de nanofluidos já que, nestes modelos, a viscosidade do nanofluido sempre é
superior à viscosidade do fluido base, em qualquer concentração. A dependência da
temperatura apresentou comportamento esperado. Os resultados indicam que o aumento
da viscosidade devido à adição de nanopartículas é mais proeminente em baixas
temperaturas.
Chen et al. (2008) constataram que a viscosidade de um nanofluido (à base de água
destilada e nanotubos de carbono) aumenta depois de uma certa faixa de fração
volumétrica de nanopartículas. Assim, em reduzidas frações volumétricas (abaixo de 0,4
%) os nanofluidos apresentam viscosidade inferior ao fluido base correspondente devido
ao efeito de lubrificação das nanopartículas. Mas, a viscosidade aumenta quando a
concentração de nanopartículas é superior a 0,4 %, em volume.
Na lubrificação hidrodinâmica, um aumento da viscosidade do óleo é vantajoso, em
termos da capacidade de carga, mas não favorável com relação à perda de potência por
atrito. No caso da condição de contorno, um aumento da viscosidade vai resultar em
redução da perda de potência por atrito (Sabareesh et al., 2012).
No entanto, é importante minimizar ou otimizar o uso de aditivos em óleo mineral, de
forma a obter o mérito desejado sem afetar outras propriedades desejadas. Neste sentido,
torna-se importante a avaliação do coeficiente de atrito e condições tribológicas destes
nanolubrificantes.
O aumento da viscosidade para as amostras com concentrações de 0,1 (0,0025%) e
0,5 (0,012%) g/L ficou dentro da faixa de incerteza associada a cada medida (≈12 cP) na
temperatura de 10oC. Já no caso das amostras com concentração volumétrica de 0,03 e
0,05 %, houve uma ligeira redução de aproximadamente 8% na viscosidade dinâmica
medida, estando fora da faixa de incerteza associada.
Ao comparar os valores medidos para a viscosidade, com os obtidos através dos
modelos teóricos, ainda dentro da incerteza associada, observa-se que não existe
coerência entre estes. Mesmo necessitando de mais evidências de qual o modelo que pode
ser utilizado, nota-se que para baixas concentrações, a maioria das correlações existentes
não estão próximas dos valores medidos neste trabalho, já que o comportamento
observado foi o de redução da viscosidade.
98
Os resultados propostos por Wang et al. (1999) apresentam uma correlação de
viscosidade diferente para a suspensão de nanopartículas de Al2O3 em etileno-glicol:
𝜇𝑛𝑓 = 𝜇[1 − 0,19𝜑 + 306𝜑2]
Onde 𝜇𝑛𝑓 é a viscosidade do nanofluido e 𝜇 é a viscosidade do fluido base a uma
determinada concentração de nanopartículas (φ).
Rudyak (2013) cita que esta correlação não é universal, pois, sob baixas
concentrações o resultado é de redução da viscosidade, constituindo um resultado
irracional do ponto de vista físico. Porém, esta redução pode ser associada aos transientes
caóticos entre os mecanismos difusivos e convectivos, conforme número de Péclet e
efeito de termoforese.
De modo geral, as correlações existentes são dissimilares e não-universais. A razão
para isso é a possível dependência da viscosidade com o diâmetro da nanopartícula e
material (Rudyak, 2013).
O aumento da viscosidade do nanolubrificante não obedece as equações
convencionais como a de Einstein e a taxa de aumento da viscosidade para fluidos com
baixa viscosidade (como a água) é maior que para fluidos com elevada viscosidade, no
caso de óleos (Jamshidi et al., 2012).
A relação entre as viscosidades do nanolubrificante baseado em Al2O3 (μnf) e do óleo
mineral puro (μ) com a variação da temperatura é apresentada na Figura 34.
0,95
0,96
0,97
0,98
0,99
1
1,01
1,02
1,03
1,04
1,05
5 10 15 20 25 30 35 40 45 50
Vis
cosi
dad
e re
lati
va (
-)
Temperatura (°C)
0,0025%
0,012%
0,03%
0,05%
99
Figura 34. Variação da viscosidade relativa com a temperatura.
Observa-se que na maioria dos pontos de medição, para todas as concentrações, a
viscosidade relativa é menor que 1. Isto indica uma leve redução de viscosidade após a
introdução das nanopartículas. Este fato pode ser atribuído ao efeito de termoforese, no
qual as partículas são induzidas a se locomover sob ação de um gradiente de temperatura.
As variações na concentração de nanopartículas na direção radial do béquer resultam
em variações de viscosidade. A viscosidade reduz no centro do béquer sob resfriamento,
pois as nanopartículas tendem a se movimentar para a região próxima à parede do béquer
(Kozlova e Ryzhkov, 2014). Neste sentido, como as medições de viscosidade foram
realizadas no ciclo de resfriamento das amostras e o spindle do reômetro foi inserido no
centro do béquer, o efeito de termoforese pode ter ocasionado a redução da concentração
de partículas na região do spindle, resultando em valores de viscosidade inferiores. Outro
fato importante é o avanço da redução da viscosidade com o aumento da concentração de
nanopartículas, fato este devido às instabilidades na região de medição (termoforese,
transientes caóticos, etc).
Apesar de existirem diversos mecanismos de movimentação entre as partículas e o
fluido base, como: inércia, difusão Browniana, termoforese, difusioforese, efeito Magnus,
drenagem de fluido e gravidade; somente a difusão Browniana e a termoforese são os
mecanismos importantes na ausência de efeitos turbulentos (Buongiorno apud Haddad et
al., 2012).
Outro mecanismo de movimentação caótica existente em nanofluidos é o efeito
Marangoni. Pode ser definido como a transferência de massa em uma interface entre dois
fluidos devido ao gradiente de tensões superficiais. Uma vez que um líquido com tensão
superficial elevada induz um movimento de maior intensidade do que um com tensão
superficial reduzida, a presença de um gradiente de tensão na superfície da mistura entre
os liquidos irá, naturalmente, fazer com que este líquido escoe para regiões de baixa
tensão superficial. Este gradiente de tensão superficial pode ser causado por um gradiente
de concentração ou de temperatura (Getling, 1998).
Johnson et al. (2008) observaram o fluxo de fluido quando uma determinada
concentração de nanopartículas de prata (Ag) dispersas em clorofórmio é misturada com
água/etanol contendo surfactante. Os autores constataram experimentalmente que os
100
gradientes de tensão interfaciais devidos à concentração do surfactante, temperatura e
potencial eletrostático ao longo dos fluidos imiscíveis são os responsáveis por direcionar
o movimento interfacial (efeito Marangoni).
Conforme constatado no estudo de Johnson et al. (2008), este mecanismo de
movimentação é mais evidente a partir do momento em que existe uma composição
coloidal e se introduz um novo líquido, passando a uma mistura de três componentes ou
mais. Mistura de fluidos com elevada diferença de tensão superficial irá ocasionar uma
separação (movimentação) das partículas. Este tipo de movimentação é de efeito
secundário para fins de análise no presente estudo, pois não se utilizaram surfactantes e
somente foi utilizado um fluido base (óleo mineral) nas medições de viscosidade e
condutividade térmica.
5.2. CONDUTIVIDADE TÉRMICA DOS NANOLUBRIFICANTES
Vale ressaltar que poucos estudos abordam a medição de condutividade térmica de
nanolubrificantes, este parâmetro é basicamente abordado para nanofluidos com
aplicação puramente de transferência de calor, porém, é importante que nanolubrificantes
também possuam excelentes propriedades de dissipação de calor, já que, em sistemas de
refrigeração, estes fluidos circulam juntamente com o refrigerante nos componentes do
sistema.
A Tabela 19 apresenta os resultados médios de condutividade térmica, o desvio padrão
em todas as medições foi de 0,001 W/mK. Observa-se uma tendência de aumento da
condutividade térmica dos nanolubrificantes com o aumento da temperatura. Tal fato foi
também observado no estudo desenvolvido por Jwo et al. (2008). O objetivo dos autores
foi discutir a dependência da condutividade térmica dos nanolubrificantes à base de Al2O3
com a temperatura (20-40oC) em diferentes frações de massa. Os autores utilizaram um
banho termostático para estabilizar a temperatura do nanofluido e o instrumento KD2-
Pro para medição das condutividades.
Os autores concluíram que a temperatura tem maior influência na variação da
condutividade térmica do que a fração de nanopartículas, sob condições de medição de
amostras em repouso. As condutividades se mostraram maiores em temperatura elevadas,
sugerindo o uso destes nanolubrificantes em sistemas com elevadas temperaturas, como
é o caso do compressor. Tal fato pode ser atribuído ao fenômeno de termoforese (efeito
101
Soret), no qual as partículas sofrem ação de uma força quando um gradiente de
temperatura é estabelecido no fluido. Esta força ocorre na direção do decréscimo da
temperatura e surge de interações assimétricas da partícula com as moléculas do fluido
existente entre os lados quente e frio do fluido (Castellanos, 2014).
As nanopartículas se locomovem na direção da menor temperatura, i.e. do centro para
a parede do béquer sob resfriamento e da parede para o centro do béquer sob aquecimento.
A variação da concentração de nanopartículas sob resfriamento é maior que sob
aquecimento. Isto acontece porque o aumento da concentração sempre intensifica a
termoforese, que, por sua vez, causa a separação no nanofluido (Kozlova e Ryzhkov,
2014).
Neste sentido, como as medições de condutividade foram realizadas em processo de
resfriamento do nanolubrificante, o movimento das nanopartículas, por termoforese, do
centro para a parede do béquer pode reduzir a concentração de partículas na região da
sonda de medição, resultando em condutividades térmicas inferiores ao esperado.
Kozlova e Ryzhkov (2014) citam que, em processo de resfriamento, a condutividade
térmica tende a ser maior próximo da parede do reservatório e menor no centro. Este
efeito de termoforese não é considerado nos modelos de condutividade térmica,
acarretando em estimativas subdimensionadas.
Tabela 19. Condutividade térmica dos nanolubrificantes.
Fração (g/L) kmedida (W/mK) Incremento em k (%)
8oC 10
oC 30
oC 35
oC 8
oC 10
oC 30
oC 35
oC
0,0 (óleo puro) 0,115 0,115 0,111 0,108 - - - -
0,1 0,116 0,116 0,113 0,111 0,87 0,87 1,80 2,77
0,5 0,116 0,118 0,114 0,115 0,87 2,60 2,70 6,48
A Figura 35 apresenta um diagrama das condutividades térmicas relativas entre
determinada concentração (0,1 g/l e 0,5 g/l) e o óleo puro.
102
Foi observada a tendência dominante na literatura, aumento da condutividade térmica
com o aumento da fração em massa de nanopartículas no fluido base. Outro fato
constatado é o crescimento expressivo da condutividade térmica do nanolubrificante com
o aumento da temperatura. Para a concentração de 0,1 g/l, observa-se um aumento de
0,87% na condutividade térmica, na temperatura de 8oC, com relação ao lubrificante puro.
Para esta mesma concentração, a 35oC, a condutividade térmica é superior em cerca de
2,77% em relação ao lubrificante puro. Para a concentração de 0,5 g/l, observa-se um
aumento de 0,87% na condutividade térmica, na temperatura de 8oC, com relação ao
lubrificante puro. Para esta mesma concentração, a 35oC, a condutividade térmica é
superior em cerca de 6,5% em relação ao lubrificante puro.
Figura 35. Condutividade térmica relativa das amostras em diversas temperaturas.
A condutividade térmica do nanolubrificante tende a crescer com o aumento da
temperatura, sendo um fator mais determinante do que a concentração de nanopartículas,
devido aos efeitos de termoforese (efeito Soret). Kozlova e Ryzhkov (2014) citam que o
uso de nanofluidos água-Al2O3 é menos efetivo em regimes de resfriamento em
comparação ao regime de aquecimento, devido o efeito de termoforese. Segundo
Buongiorno et al. (2009), o aumento da condutividade térmica é desprezível se a
concentração de partículas é muito baixa, mesmo se partículas de metal de alta
0,99
1
1,01
1,02
1,03
1,04
1,05
1,06
1,07
0 10 20 30 40
Co
nd
uti
vid
ade
té
rmic
a re
lati
va (
-)
Temperatura (oC)
0,1 g/l (0,0025%)
0,5 g/l (0,012%)
0%
103
condutividade térmica forem utilizadas. Um considerável aumento de condutividade pode
ser obtido se a concentração de partículas é alta, mesmo se o material da partícula possua
uma modesta condutividade térmica. Estas duas tendências são esperadas, baseadas na
teoria do meio efetivo.
5.3. PERFORMANCE TERMODINÂMICA DO REFRIGERADOR
O objetivo desta seção é estudar os parâmetros experimentais de irreversibilidades
nos processos que compõem o ciclo baseado no método Taguchi, irreversibilidade total e
eficiência exergética na condição de temperatura do ar no interior do refrigerador de -
1,1oC (set-point do termostato) com referência a uma temperatura ambiente de 25,5oC,
utilizando os refrigerantes R134a e R600a com lubrificante POE ou óleo mineral (OM)
adicionado de nanopartículas de Al2O3, conforme as condições definidas no planejamento
experimental.
5.3.1. Análise de variância (ANOVA) dos parâmetros experimentais
Os resultados obtidos foram analisados com o software Qualitek 4.0, versão 14.5
(Nutek Inc., MI, USA), como proposto por Joybari et al. (2013). Primeiramente, foram
realizadas três repetições para cada ensaio definido. Os ensaios foram realizados na
seguinte sequência: 1, 3, 6, 8, 2, 4, 5 e 7; diferentemente da ordem proposta pelo software,
como forma de facilitar os recursos materiais disponíveis. Após a finalização dos ensaios
com cada concentração de nanolubrificante especificada o sistema passou por processo
de limpeza com injeção de fluido R141b e nitrogênio pressurizado para retirar vestígios
de óleo e nanopartículas de ensaios anteriores, seguido de evacuação até 250 mmHg e
carregamento de refrigerante nas condições definidas.
104
Tabela 20. Resultados dos ensaios executados após planejamento experimental.
Ensaio
Carga
R600a
(g)
Rotação
forçador
(RPM)
Proporção
de Al2O3
(g/L)
Resposta
(irreversibilidade total,
W)
Consumo até set-
point (kWh)
#1 #2 #3 #1 #2 #3
1 1 1 1 146,9 145,9 146,6 0,38 0,38 0,39
2 1 2 2 152,7 153,0 153,3 0,23 0,25 0,25
3 2 1 1 153,1 153,7 153,6 0,23 0,23 0,25
4 2 2 2 154,4 154,8 155,0 0,24 0,25 0,24
5 3 1 2 152,5 152,8 153,2 0,21 0,21 0,21
6 3 2 1 167,4 167,6 167,9 0,23 0,24 0,24
7 4 1 2 152,9 152,6 153,1 0,21 0,21 0,21
8 4 2 1 164,4 164,6 164,8 0,21 0,21 0,21
A irreversibilidade total (Itotal) obtida para todos os ensaios é apresentada na Figura
36. Deve-se atentar para o fato de que a irreversibilidade total foi computada a cada 5
minutos de operação do refrigerador, desde o start-up até o desligamento do sistema pelo
termostato. Deste modo, observaram-se diferentes períodos de operação para cada ensaio.
Figura 36. Irreversibilidade total até o set-point para os ensaios realizados em função
do tempo.
0,14
0,16
0,18
0,2
0,22
0,24
1 10
Irre
vers
ibili
dad
e t
ota
l (kW
)
Tempo (min)
7
6
8
1
3
2
4
5
R600a PURO
R134a+OM
105
Esta figura permite um bom entendimento dos resultados e indica dois pontos
importantes. Primeiro, a irreversibilidade total para cada ensaio é facilmente distinguível
e fica claro que o R134a proporciona a maior irreversibilidade total no refrigerador. Os
ensaios com R600a pelo método Taguchi (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7 e 8) apresentam menores
valores de irreversibilidade total.
Em segundo lugar, o tempo requerido para o refrigerador atingir a temperatura de
desligamento do termostato e parar o funcionamento do compressor é facilmente
perceptível no diagrama. Por exemplo, o ensaio com R134a apresentou o menor tempo
de funcionamento até o desligamento do compressor, cerca de 27 minutos. O ensaio 1 (1-
1-1) apresentou o maior tempo de operação até o desligamento do compressor, cerca de
88 minutos. A importância deste fator se deve à necessidade de uma reduzida
porcentagem de funcionamento do compressor (Joybari et al., 2013).
A combinação destas duas características permite a determinação de uma melhor
condição operacional para o sistema. Neste sentido, podemos selecionar os ensaios 7, 2 e
5 como os que apresentam os melhores resultados de irreversibilidade total e tempo de
funcionamento do compressor. Deve-se atentar para o fato de que a operação com R600a
não proporcionou redução do tempo de funcionamento do compressor em nenhuma
condição.
O procedimento de Taguchi compara estatisticamente estes resultados com aqueles
de configurações de ensaios não conduzidos para indicar uma condição ótima para o
sistema.
Dentre os fatores de influência na performance selecionados (carga de R600a,
velocidade do ventilador do condensador e concentração de Al2O3 no lubrificante), a
relação sinal-ruído (S/N) foi utilizada para avaliar o efeito de cada fator. As Figuras 37,
38 e 39 apresentam as relações S/N para cada fator e seus níveis. Quanto maior a diferença
entre a relação S/N para os fatores, maior a influência.
Observando a Figura 37, a carga de R600a apresenta uma tendência não-linear que
confirma a necessidade da escolha de 4 níveis de carga.
106
Figura 37. Relação sinal/ruído da carga de R600a.
Figura 38. Relação sinal/ruído da concentração de Al2O3.
15,76
15,86
15,96
16,06
16,16
16,26
16,36
16,46
16,56
1 2 3 4
Rel
açã
o S
/N
Nível
Carga de R600a
15,86
15,96
16,06
16,16
16,26
16,36
16,46
1 2
Rel
açã
o S
/N
Nível
Concentração de Al2O3 (g/L)
107
Figura 39. Relação sinal/ruído da velocidade do ventilador do condensador.
Figura 40. Relação sinal/ruído da combinação velocidade de rotação/concentração de
Al2O3.
Quanto maior o valor da relação S/N em um determinado nível, mais desejável é esse
nível (Joybari et al., 2013). Assim, de acordo com os diagramas de S/N apresentados
acima, para a carga de R600a, o nível desejado é de 100 gramas. Para a velocidade de
rotação do ventilador, o nível desejado é de 800 RPM e para a concentração de Al2O3, o
nível desejado é de 0,5 g/L.
15,86
15,96
16,06
16,16
16,26
16,36
16,46
1 2
Rel
ação
S/N
Nível
Velocidade vent.Condensador (RPM)
16,15
16,16
16,17
16,18
16,19
16,2
16,21
16,22
16,23
16,24
1 2
Re
laçã
o S
/N
Nível
Velocidade (RPM) XConcentração (g/L)
108
Utilizando o método de Taguchi, a tabela ANOVA pode ser obtida (Tabela 21). Nesta
tabela, a porcentagem (P) indica a importância do parâmetro.
Tabela 21. Tabela ANOVA dos resultados obtidos.
Fator Graus de liberdade
(f)
Relação-F
(F)
Porcentagem - P
(%)
Carga de R600a (g) 3 21,406 38,606
Velocidade (RPM) 1 74,248 46,192
Concentração de Al2O3
(g/L)
1 20,73 12,442
Outros/erro 1 - 2,76
Total - - 100%
De acordo com a Figura 41, observa-se que a velocidade de rotação do ventilador
do condensador é o parâmetro de maior influência (46,192 %), seguido da carga de R600a
(38,606 %). A concentração de nanopartículas de Al2O3 no lubrificante desempenha a
menor influência na performance do sistema, com 12,44 %.
Figura 41. Diagrama representativo das parcelas de influência na performance do
sistema.
O software Qualitek 4.0 informa quais interações entre os fatores selecionados
possuem maior impacto na análise. Para o experimento em questão, a interação entre a
Carga de R600a (g)
Velocidade vent.Condensador (RPM)
Concentração deAl2O3
Erro
109
velocidade de rotação (RPM) e concentração de Al2O3 (g/L) no lubrificante apresenta
uma severidade de interação de 45,81% (referente à condutância térmica entre a máquina
e o reservatório térmico). Tal fato indica que é necessário considerar um modelo de
refrigerador também endoreversível.
As combinações entre carga de R600a/velocidade de rotação (RPM) e carga de
R600a/concentração de Al2O3 apresentam, ambas, severidade de interação de 15,36 %,
conforme mostrado na Figura 42.
Figura 42. Severidade de interação entre os fatores de influência.
Conforme condição de severidade apresenta na Figura 39, pode-se concluir que a
combinação dos fatores relacionados à condição de convecção no condensador e
concentração de nanopartículas no lubrificante se apresenta como de maior relevância
para a performance do sistema. Neste sentido, podemos destacar e discutir uma
configuração de ciclo de refrigeração proposta pela patente No. US2012/0017614 de
2012, conforme figura 43, abaixo.
0
10
20
30
40
50
Seve
rid
ade
de
inte
raçã
o (
%)
Rotação Vent. XConcentração de Al2O3
Carga de R600a XRotaçã Vent.
Carga de R600a XConcentração de Al2O3
110
Figura 43. Arranjo especial de ciclo de refrigeração prevendo a utilização de
nanofluidos, conforme patente US2012/0017614 (Fonte: Adaptada de
US2012/0017614).
Nesta proposta, o autor sugere a utilização de nanofluidos em sistema de
refrigeração somente para se valer dos efeitos relativos à condensação. A proposta utiliza
um membrana (4) dupla que coleta as nanopartículas na saída do condensador. Um lado
da membrana (filtro) coleta as nanopartículas e a outra seção permite que as
nanopartículas sejam reenviadas à entrada do condensador. Uma válvula direcional (3)
pode ser usada com três posições. Em uma direção ocorre o bypass da membrana. Nas
outras duas posições o fluido é direcionado a um dos lados da membrana. A membrana
deve ser de eletrólito polimérica com poros de 45 nm.
Assim, esta configuração proposta filtra as nanopartículas do fluido refrigerante após
a condensação e reenvia estas para a entrada do condensador através de uma bomba de
recirculação (8), fazendo com que as nanopartículas não cheguem aos demais
componentes do sistema (compressor, evaporador e válvula de expansão).
Conforme o resultado obtido neste presente trabalho, esta configuração proposta pela
patente parece ser de importante aplicação, conforme severidade de interação apresentada
na figura 39, porém, necessita de maior aprofundamento investigativo através de ensaios,
já que apresenta a introdução de alguns componentes e, o mais importante, trabalha
constantemente com a filtragem e mistura de nanopartículas no fluido base. Este fato
parece ser o maior complicador para uma possível aplicação prática desta configuração
111
de ciclo, pois um dos gargalos na utilização de nanofluidos é a capacidade de manter uma
suspensão de nanopartículas estável ao longo do tempo. Neste ciclo, as nanopartículas
são separadas e remisturadas contínuamente, o que pode nao garantir uma boa dispersão
no fluido base (refrigerante e óleo lubrificante), já que não se fará mais uso dos métodos
de agitação (ultrassom, por exemplo).
5.3.2. Condição ótima
De acordo com a tabela ANOVA e software Qualitek 4.0, a condição ótima de
operação corresponde a uma carga de R600a de 100 g, velocidade de rotação do
ventilador de 800 RPM e concentração de Al2O3 no lubrificante de 0,5 g/L. Esta condição
não foi ensaiada inicialmente e não coincidiu com as configurações planejadas pelo
método Taguchi.
O resultado esperado e informado pelo software Qualitek 4.0 para esta condição é de
141±2 W de irreversibilidade total.
O procedimento de seleção da melhor condição operacional é baseada somente na
menor irreversibilidade total no momento do desligamento do termostato (critério “menor
é melhor”). O tempo de funcionamento até o desligamento do termostato é outro
parâmetro que deve ser analisado e levado em consideração, caso o tempo de
funcionamento ainda permaneça longo, o sistema deverá passar por modificações.
5.3.3. Irreversibilidade no processo 1-2
A menor irreversibilidade proporcionada pelos ensaios com R600a e nanopartículas
de Al2O3 permite a redução do comprimento da linha de sucção, proporcionando um
menor volume específico do refrigerante, o que aumenta a capacidade de refrigeração
volumétrica (Padmanabhan et al., 2013).
As razões para a reduzida irreversibilidade no trecho de sucção são: baixa vazão
volumétrica e propriedades térmicas favoráveis do fluido. Observa-se uma considerável
redução na irreversibilidade nos ensaios com o nanolubrificante.
112
Figura 44. Irreversibilidade no processo 1-2.
5.3.4. Irreversibilidade no processo 2-3
A energia consumida pelo compressor pode ser cerca de 80% do total consumido pelo
sistema (Lee e Oh, 2003; Ozu e Itami, 1981). Uma redução do consumo de potência vai
melhorar sua eficiência energética e proporcionar um impacto significativo na
conservação de energia e proteção ambiental. Os principais fatores que afetam a eficiência
e confiabilidade de compressores são as propriedades do lubrificante, materiais utilizados
na fabricação, condições de operação e processo de produção (Wu e Wang, 2013; Tang
et al., 2013; Boyde et al., 2000; Dutra e Deschamps, 2013).
O uso de aditivos no lubrificante para melhorar a performance do compressor e, ao
mesmo tempo, melhorar a performance do condensador e evaporador, representa um
novo tipo de tecnologia para redução de consumo energético. (Jia et al., 2014).
Recentemente, nanopartículas são utilizadas para propósitos de lubrificação de
compressores. Estas variedades de nanopartículas usadas aumentam a viscosidade do
nano-lubrificante, aumentam a vazão mássica da mistura óleo-refrigerante e reduzem o
consumo de potência (Padmanabhan et al., 2013)
0 0,5 1 1,5 2
Irreversibilidade (W)
2
7
5
8
R134a+OM
R600a
113
A análise de irreversibilidades desenvolvida mostra que a maior porcentagem ocorre
no processo de compressão. Ahamed et al. (2011) citam que dentre todos os componentes
dos sistemas de refrigeração por compressão de vapor, as pesquisas evidenciam que a
maior parcela de irreversibilidades ocorre no compressor.
A operação com R134a apresenta a maior irreversibilidade no processo de compressão,
superior em cerca de 32% em relação aos ensaios com óleo mineral e nanopartículas de
Al2O3. A contribuição da irreversibilidade no processo 2-3 sobre a irreversibilidade total
é bastante elevada (cerca de 95%).
A irreversibilidade dos ensaios com R600a são menores devido ao reduzido volume
específico, menores pressões de descarga e maiores pressões de sucção (menor relação
de compressão). Os ensaios com presença de nanopartículas apresentaram maiores
irreversibilidades em relação ao ensaio com R600a e óleo mineral puro. Tal fato se deve,
possivelmente, ao maior coeficiente de atrito proporcionado pela presença de
nanopartículas no sistema, conforme resultados previstos nos ensaios de lubricidade.
Para obter maiores reduções de irreversibilidade neste processo, pode-se recorrer às
seguintes adequações: redução do comprimento do evaporador e tubulação de sucção,
aumento do comprimento do condensador e tubo capilar, o que provoca a redução no
consumo de potência do compressor (Padmanabhan et al., 2013).
Yu e Teng (2014) citam que a operação de refrigeradores com o hidrocarboneto R600a
requer o redimensionamento do tubo capilar original. A não modificação do tubo capilar
ocasiona maiores temperaturas no compartimento refrigerado e maior consumo em
comparação ao R134a. Os autores recomendam tubos capilares com comprimento cerca
de 2 vezes o tamanho original, mantendo-se o mesmo diâmetro interno. Esta modificação
garante a obtenção de temperaturas compatíveis ao R134a, menor potência consumida e
menor porcentagem de funcionamento do compressor.
114
Figura 45. Irreversibilidade no processo 2-3.
A redução das irreversibilidades no processo de compressão utilizando o
nanolubrificante, em relação ao R134a, pode ser atribuída à leve redução dos valores de
viscosidade obtidos e elevação da condutividade térmica.
O uso de aditivos anti-desgaste pode ser necessário para permitir o uso de lubrificantes
com reduzidas viscosidades, porém, não garantem um impacto na eficiência energética.
Estes aditivos contribuem para a eficiência energética somente se uma porção significante
das perdas de potência ocorrem nos contatos lubrificados sob condição de lubrificação
limite (Boyde et al., 2000).
A redução da viscosidade dos lubrificantes leva a uma significante redução no
consumo de energia, correspondendo a cerca de 2% para cada grau ISO reduzido (Boyde
et al.,2000).
Jia et al. (2014) observaram uma redução de 38,1% no coeficiente de atrito (ensaio em
tribômetro) com o uso de nanolubrificante à base de fulereno (C60) e óleo mineral em
comparação com o óleo puro. Os autores utilizaram uma concentração de nanopartículas
de 0,25 g/L.
Sabareesh et al. (2012) utilizaram nanopartículas de TiO2 em óleo mineral (0,01% em
massa) para avaliar a redução de potência consumida no compressor de um sistema de
refrigeração. Os autores constataram uma redução de 11% na potência consumida pelo
compressor com nanolubrificante em comparação ao óleo mineral puro.
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
Irreversibilidade (W)
7
5
2
8
R134A+OM
R600A
115
5.3.5. Irreversibilidade no processo 3-4
A maior área superficial por volume proporcionado pela adição de nanopartículas de
Al2O3 permite uma elevada força de difusão, especialmente em elevadas temperaturas.
Devido à maior temperatura e pressão, as nanopartículas de Al2O3 proporcionam
(movimento Browniano, termoforese) um maior superaquecimento do fluido ao entrar
no condensador. Proporcionam também maiores quantidades de calor trocadas com o
ambiente e maior subresfriamento do fluido (Padmanabhan et al., 2013).
Figura 46. Irreversibilidades no processo 3-4.
5.3.6. Irreversibilidade no processo 4-5
A redução de irreversibilidades no processo de expansão pode ser obtida pelo
aumento do comprimento ou diâmetro do tubo capilar. Ao escolher um maior diâmetro,
o que proporciona uma baixa vazão volumétrica de vapor, podemos reduzir a pressão. O
refrigerante R134a requer uma vazão volumétrica de vapor elevada, ocasionando o
transporte do lubrificante através do sistema, sem acúmulo, retornando ao compressor.
0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3
Irreversibilidade (W)
7
5
2
8
R134a
R600A
116
As nanopartículas de Al2O3 tendem a aglomerar no fluido de trabalho em um curto
período de tempo e uma substancial perda de pressão pode ocorrer. A operação com
R600a proporciona uma menor concentração de moléculas no fluido de trabalho em
comparação com o R134a. Assim, a irreversibilidade do sistema com R600a tende a ser
elevada, tanto quanto na operação com R134a (Padmanabhan et al., 2013).
Figura 47. Irreversibilidades no processo 4-5.
Refrigerantes hidrocarbonetos não são opções para refrigeradores a R134a até que se
adequem os componentes do sistema. Muitos pesquisadores indicam que um refrigerador
de R134a é adequado para o R600a em um processo de retrofit e que não são necessárias
modificações nos componentes (Mohanraj et al., 2009; Alsaad e Hammad, 2008; Rasti et
al., 2012). No entanto, existem alguns outros pesquisadores que demonstram a
necessidade de ajustes e modificações quando da utilização de hidrocarbonetos em
refrigeradores (Jung et al., 2000; Lee e Su, 2002; Lee et al., 2008).
As diferenças nos resultados destes estudos são principalmente causadas pelas
diferenças nas características do compressor. As densidades de vapor dos refrigerantes
hidrocarbonetos são muito menores que do R134a, assim, as diferentes eficiências
volumétricas dos compressores afetam a vazão mássica de refrigerante, causando perda
de pressão no tubo capilar, que influencia a temperatura de evaporação do refrigerador.
Além disso, os hidrocarbonetos possuem baixa viscosidade, que também afeta a função
do compressor (Yu e Teng, 2014).
0 0,5 1 1,5
Irreversibilidade (W)
7
5
2
8
R134a+OM
R600A
117
5.3.7. Irreversibilidade no processo 5-1
A temperatura de descarga do compressor aumenta quando a temperatura do
evaporador diminui. O trabalho específico de compressão com o R600a reduz
rapidamente quando a temperatura do evaporador aumenta e a temperatura do
condensador diminui.
As menores irreversibilidades proporcionadas pela operação com o nanolubrificante,
inferiores em 50% em comparação com o R134a e em 82% em comparação com o R600a
puro, permitem a redução do tamanho do evaporador (Padmanabhan e Palanisamy, 2012).
Figura 48. Irreversibilidades no processo 5-1.
Elevados valores de viscosidade de líquido aumentam a perda de pressão no
evaporador (Domanski e Didion, 1987). Como resultado, a pressão de sucção é reduzida,
a pressão de descarga é elevada e vazão mássica do refrigerante também é reduzida,
seguido por uma redução na capacidade do sistema. A potência de compressão (kW)
também é reduzida, a uma taxa menor que a capacidade. Elevadas viscosidade de líquido
reduzem a capacidade de transferência de calor (Prapainop e Suen, 2012).
No geral, uma elevada condutividade térmica de líquido causa um aumento na
capacidade de transferência de calor. Com uma igual vazão mássica ou fluxo de calor, a
capacidade de transferência de calor na evaporação para o R290 e R600a é maior quando
comparada com o R134a (Chang et al., 2000).
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2
Irreversibilidade (W)
7
2
5
8
R134a+OM
R600a
118
Domanski e Didion (1987) constataram que um aumento de 50% na condutividade
térmica do líquido proporciona aumento da capacidade de resfriamento em cerca de 3%
e aumento na potência de compressão de cerca de 0,8%. Por sua vez, uma redução de
50% na condutividade térmica do líquido proporciona redução de 7% na capacidade de
resfriamento e de 1,6% na potência de compressão.
5.3.8. Irreversibilidade no trocador de calor interno (IHEX)
Este processo é um dos mais críticos no sistema. A irreversibilidade dos ensaios com
R600a e nanolubrificante foi praticamente igual à produzida pelo R134a. Sendo o ensaio
com R600a puro o que apresenta maior irreversibilidade, cerca de 4,0 W. A Figura 49
apresenta estes resultados.
Figura 49. Irreversibilidades no trocador de calor interno.
O trocador de calor interno presente no sistema analisado é do tipo concêntrico. Parte
do tubo capilar se localiza no interior da tubulação de sucção. A irreversibilidade
constatada na linha de sucção foi bastante reduzida para os ensaios com R600a e
nanolubrificante, porém, bastante elevada no trocador de calor interno. Tal fato pode ser
explicado pela necessidade de adequação do comprimento do tubo capilar para o uso com
R600a.
0 1,5 3 4,5
Irreversibilidade (W)
2
5
7
8
R134a+OM
R600a
119
5.3.9. Irreversibilidade total
A Figura 50 apresenta o fato de que a irreversibilidade total dos ensaios com R600a
e nanolubrificante é inferior ao total obtido com o R134a.
Chen e Prasad (1999) mostram que, para o R134a, a irreversibilidade total para uma
potência de compressão de 0,5 kW é cerca de 0,39 kW.
Neste trabalho, a irreversibilidade total para os ensaios de R134a, R600a puro, 2, 5, 7
e 8 com potências de compressão de 354,024; 269,456; 258,896; 258,39; 249,04 e
278,696 W é de 211,537; 158,924; 152,749; 152,544; 147,468 e 164,375 W.
A irreversibilidade total dos ensaios com R600a e nanolubrificante é menor quando
comparada com o R134a.
No geral, é esperado que o uso de nanofluidos, em sistemas de fluxo comuns,
proporcione uma redução mensurável na geração de entropia devido aos campos de
temperatura mais uniformes (Mahian et al., 2014).
Figura 50. Irreversibilidades totais.
5.3.10. Eficiência exergética
0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25
Irreversibilidade (kW)
8
2
5
7
R134a+OM
R600a Puro
120
A Figura 51 apresenta os resultados de eficiência exergética para os ensaios
selecionados. Observa-se que a eficiência exergética para os ensaios com R600a e
nanolubrificante é bastante superior ao R134a no momento de desligamento do
termostato. A eficiência tende a aumentar à medida que a temperatura interna do
refrigerador é reduzida. A eficiência exergética dos ensaios com R600a e nanolubrificante
pode ser ainda melhorada por meio da redução das irreversibilidades no trocador de calor
interno e pela adequação do comprimento do tubo capilar.
Figura 51. Eficiência exergética dos ensaios selecionados.
5.3.11. Parâmetros de performance
Para investigar o efeito das propriedades das nanopartículas na performance do
refrigerador, foram realizados ensaios comparativos em diversas condições. A Tabela 22
sumariza os parâmetros do sistema. Os dados são computados após 3 horas de operação
em ciclagem.
0,398 0,4 0,402 0,404 0,406 0,408 0,41 0,412
Eficiência exergética (-)
R134a+OM
5
8
7
2
R600a
121
Tabela 22. Parâmetos de performance para os ensaios com R600a, R134a e nanolubrificante.
Concentração Tar,refrig.
(oC)
Porcentagem de
funcionamento
(%)
Ciclos
por
hora
Psuc
(PSI)
Pdesc
(PSI)
Tcárter
(oC)
Tevap (oC) Tcond
(oC)
Consumo
até set-point
(kWh)
Consumo total
após 3 horas
(kWh)
R134a+POE -11,1
±0,06
41,5 8,9 16,7±
0,29
174,0±
0,84
49,6±
0,7
-19,4±
0,17
55,7±
0,68
0,18±0,005 1,04±0,007
R600a+OM -6,8
±0,08
66,1 4,0 14,5±
0,32
72,5±
0,95
40,0±
0,9
-11,3±
0,21
42,8±
0,72
0,21±0,003 0,81±0,008
R134a+OM
(0,5 g/l)
-9,9
±0,05
44,4 8,3 15,5±
0,34
145,0±
0,81
42,0±
0,8
-17,5±
0,24
53,1±
0,75
0,16±0,006 0,98±0,009
R600a+OM
(0,1 g/l)
-8,2
±0,10
65,0 3,5 13,0±
0,25
92,8±
0,83
38,7±
0,4
-15,7±
0,18
50,0±
0,70
0,23±0,007 0,78±0,006
R600a+OM
(0,5 g/l)
-8,9
±0,09
68,3 3,3 11,5±
0,23
69,6±
0,98
43,1±
0,6
-15,4±
0,19
43,5±
0,74
0,21±0,004 0,77±0,005
122
Com exceção ao fato de que a adição de surfactantes em nanofluidos permite uma
melhor dispersão e estabilidade das nanopartículas, estes compostos prejudicam as
características de transferência de calor do nanofluido. Neste sentido, neste trabalho, não
foram utilizados surfactantes nos nanolubrificantes, buscou-se a obtenção de uma
composição com a mínima concentração de nanopartículas possível, de modo a evitar a
sedimentação em curto período, conforme citado por Sabareesh et al. (2012).
Os resultados de consumo de energia listados indicam que a adição de nanopartículas
ao lubrificante (0,5 g/l), juntamente com o R600a, permitem reduzir o consumo do
refrigerador em 25,9%, com relação ao R134a e lubrificante POE. A concentração de 0,1
g/l com o R600a reduziu o consumo em 22%. Somente a adição de nanopartículas de
Al2O3 ao lubrificante, sem alterar o refrigerante, resulta em redução de de 5% no consumo.
Este resultado está em consonância com o obtido por Bi et al. (2011) e Subramani e
Prakash (2011). Os autores constataram que a utilização das concentrações de 0,1 e 0,5
g/l da mistura R600a/TiO2 em substituição ao R600a puro, em um refrigerador doméstico,
proporciona redução de consumo de energia em cerca de 5,94% (Bi et al., 2011).
Subramani e Prakash (2011) obtiveram redução de consumo de 25%.
As temperaturas no compartimento refrigerado não foram compatíveis entre os
ensaios. A utilização de R600a e nanolubrificante não permitiu alcançar a mesma
temperatura proporcionada pelo R134a com lubrificante POE. A diferença entre as
temperaturas foi cerca de 3,0oC. Porém, a temperatura da água após os ensaios de
ciclagem foi bastante próxima entre os ensaios, com variação de menos de 0,5ºC (ver
Figura 53).
Conforme o modelo exoreversível de refrigerador desenvolvido na seção 3 desta tese,
destaca-se a importância da temperatura de evaporação do refrigerante para a análise do
sistema e como esta é influenciada pelos parâmetros estruturais referentes às constantes
do efeito térmico de Joule no motor elétrico e o calor dissipado por atrito nos mancais do
compressor. Sendo assim, constata-se que a presença das nanopartículas permitiram obter
temperaturas de evaporação mais reduzidas em relação à operação com óleo mineral puro
e R600a. Este fato pode ser atribuído aos ganhos relativos à redução das perdas por efeito
térmico de Joule no compressor, atribuído à melhoria na performance de transferência de
calor do nanolubrificante, fazendo com que o compressor atingisse temperaturas de cárter
inferiores.
123
Um dado interessante é o de que, apesar da maior porcentagem de funcionamento do
compressor em comparação ao R134a e POE, os ensaios com R600a e nanolubrificante
proporcionaram menor consumo de energia. Este fato pode ser justificado pela menor
irreversibilidade nos processos termodinâmicos que constituem o ciclo e menor ciclagem.
A utilização de R600a e nanolubrificante ocasiona forte impacto na pressão de
descarga do compressor, em relação ao R134a. Observa-se uma redução de cerca de 60%.
As pressões de sucção se mantiveram próximas.
A temperatura do cárter do compressor foi reduzida em cerca de 22% com a utilização
de R600a e nanolubrificante (0,1 g/l). A temperatura de condensação foi reduzida em
cerca de 10oC. A Figura 52 apresenta estes resultados para os ensaios de ciclagem, até o
primeiro desligamento do compressor.
Figura 52. Temperatura do cárter do compressor durante ensaios de ciclagem.
O número de ciclos por hora para os ensaios com R600a e nanolubrificante foi cerca
de 50% inferior ao R134a e POE. Tal fato é muito benéfico para o sistema, já que a
ciclagem curta é um problema que deve ser evitado nos compressores (Copeland, 2002),
prolongando a sua vida útil. Os ensaios com R600a e nanolubrificante promoveram ciclos
com maior duração, acarretando numa maior porcentagem de funcionamento.
20
25
30
35
40
45
0 1000 2000 3000 4000
Tem
pe
ratu
ra d
o c
árte
r (°
C)
Tempo (s)
R134a
R600a
R600a+0,1 g/l
R600a+0,5 g/l
124
A configuração com R600a e 0,5 g/l de Al2O3 no óleo mineral apresentou a melhor
performance termodinâmica dentre os ensaios.
A Figura 53 apresenta a temperatura da água, durante 3 horas de ensaio de ciclagem,
para o R600a puro, R600a + 0,1 g/l e R134a + 0,1 g/l. Pode-se observar que as
temperaturas obtidas foram muito próximas. Neste sentido, a performance com R600a e
nanolubrificante é melhorada já que o número de ciclos por hora e o consumo de energia
são reduzidos em comparação ao R134a (Tabela 20), obtendo condição de resfriamento
da água bastante próxima, com variação final de cerca de 0,5oC.
Figura 53. Temperatura da água em ensaio de ciclagem.
Quanto à potência consumida pelo sistema, a Figura 54 apresenta os resultados para
os ensaios de ciclagem. Observam-se tempos distintos de funcionamento do compressor.
O tempo de funcionamento até atingir o set-point é claramente inferior para o R134a. Os
tempos de funcionamento são maiores para os ensaios com R600a e nanolubrificante,
porém, com potência reduzida em cerca de 14%. Do ponto de vista da termodinâmica de
tempo finito, os processos termodinâmicos que ocorrem com o R600a se aproximam mais
de uma condição “ideal reversível”.
Dentre os ensaios com nanolubrificante, a concentração de 0,5 g/l proporcionou a
menor potência consumida pelo compressor, cerca de 5% inferior ao R600a puro. Xing
5
10
15
20
25
0 2000 4000 6000 8000 10000
Tem
per
atu
ra d
a ág
ua
(°C
)
Tempo (s)
R134a+OM+0,1 g/l
R600a
R600a+0,1 g/l
125
et al. (2014) obtiveram redução de potência consumida de cerca de 4,5% após a utilização
de nanolubrificante a base de óleo mineral e nanopartículas de fulereno (C60) em
compressor hermético com o refrigerante R600a.
Figura 54. Potência consumida pelo compressor até o set-point.
Deve-se atentar para o fato de que muitos pesquisadores apresentam resultados
drásticos de redução de consumo e melhoria de performance termodinâmica quando do
uso de nanopartículas em refrigeradores. Somente o consumo de energia reduzido não
consolida esta tecnologia imediatamente, diversos parâmetros como porcentagem de
funcionamento, pressões de sucção e descarga, temperatura do compressor, temperaturas
no compartimento refrigerado, adequação de componentes, condições de convecção no
condensador e evaporador, dentre outros, devem ser analisados com ceticismo.
Bi et al. (2008) analisaram o efeito da adição de nanopartículas de TiO2 (0,1% em
massa) ao óleo mineral em um refrigerador doméstico que opera com R134a. Os autores
constataram redução de consumo de 26,1% no ensaio de abaixamento de temperatura,
com relação ao R134a com óleo POE.
Jwo et al. (2009) obtiveram redução de 2,4% no consumo de um refrigerador
doméstico utilizando o R600a e nanolubrificante à base de Al2O3 (0,1% em massa) e óleo
0
50
100
150
200
250
300
350
400
450
0 1000 2000 3000 4000
Po
tên
cia
elét
rica
co
nsu
mid
a (
W)
Tempo (s)
R134a
R600a Puro
R600a+0,5 g/l
R600a+0,1 g/l
126
mineral em comparação ao R134a e POE. Em algumas condições de ensaio, o sistema
com nanolubrificante apresentou consumo superior ao R134a.
Provavelmente, os nanofluidos e nanolubrificantes despontem como um padrão para
tecnologias efetivas. Mas o que pode ser dito sobre a confiabilidade do sistema ?
Engenheiros e cientistas avançam no desenvolvimento desta tecnologia, porém, uma
parte importante na pesquisa de nanofluidos deve ser seguir o espírito de um “Juramento
de Hipócrates” e garantir que as nanopartículas não prejudiquem o sistema (Kedzierski,
2013).
5.4. COEFICIENTE DE ATRITO
Os resultados dos ensaios de viscosidade mostram que a adição de nanopartículas de
Al2O3 no óleo mineral reduzem a viscosidade do óleo em baixas temperaturas, devido aos
efeitos transientes de termoforese, movimento Browniano e efeito Marangoni. Em
temperaturas elevadas, as viscosidades apresentam diferenças sutis que se encaixam
dentro da incerteza de medição.
Neste sentido, foram realizados ensaios para analisar a performance de lubrificação
dos óleos minerais puro CP RF 32 e com nanopartículas (0,1 e 0,5 g/l) para entender como
a presença de nanopartículas afeta as características de lubrificação.
Os coeficientes de atrito foram determinados através de ensaios que utilizam um
deslizamento de movimento alternado de uma esfera sobre um disco. Estes ensaios
tiveram como objetivo reproduzir uma condição de lubrificação limite no contato. Todos
os ensaios foram realizados em uma temperatura de 50 ± 0,5oC no contato e nas condições
apresentadas anteriormente.
A Tabela 23 apresenta os resultados do coeficiente de atrito entre a esfera e o disco
com a adição de nanopartículas no óleo mineral. O coeficiente de atrito indicado é a média
obtida de 3 ensaios, todos com 1 hora de duração.
A tabela 23 mostra que o valor mínimo de coeficiente de atrito obtido ocorreu para a
concentração de 0,1 g/l, cerca de 3% inferior ao óleo mineral puro. A concentração de 0,5
g/l apresenta coeficiente de atrito elevado e pobre performance de lubrificação (5%
superior óleo mineral puro e 8,5% superior à concentração de 0,1 g/l). Estas distinções
podem ser melhor observadas na Figura 55.
127
A concentração de 0,1 g/l conseguiu agregar os efeitos esperados com o uso de
nanoparticulas em óleos lubrificantes, proporcionando redução do coeficiente de atrito.
Pode-se observar da figura que o comportamento do óleo mineral puro e do
nanolubrificante com 0,5 g/l de nanopartículas é similar em regime transiente, até cerca
de 10 minutos de ensaio. O período transiente foi mais crítico para a amostra com 0,5 g/l,
apresentando um pico no coeficiente de atrito seguido de estabilização após cerca de 13
minutos de operação, iniciando tendência de crescimento no coeficiente de atrito após
esta estabilização.
A concentração de 0,5 g/l apresentou pobre comportamento de lubricidade, com um
perfil crescente no coeficiente de atrito até estabilizar em cerca de 0,1015 ± 0,0015,
aproximadamente 8,5% superior ao coeficiente de atrito proporcionado pelo
nanolubrificante com 0,1 g/l de Al2O3. Neste sentido, as nanopartículas tiveram um papel
de terceiro corpo no contato, fato este indesejável. O fato de o coeficiente de atrito para a
concentração de 0,5 g/l ter sido maior do que as demais amostras pode ser atribuído à
maior tendência de aglomeração das nanopartículas no fluido base e à elevada
concentração destas partículas de óxido que apresentam dureza elevada. Tal fato sugere
a existência de uma concentração ótima. Sabareesh et al. (2012) defendem a existência
de uma fração volumétrica ótima de nanopartículas para redução efetiva das perdas de
potência por atrito, conforme resultados experimentais.
Tabela 23. Coeficiente de atrito entre esfera e disco para diferentes concentrações de
nanopartículas.
Concentração de nanopartículas (g/l) Carga normal (N) Coeficiente de atrito
0 1,96 0,0963± 0,0011
0,1 1,96 0,0935 ± 0,0013
0,5 1,96 0,1015 ± 0,0015
128
Figura 55. Coeficiente de atrito em função do tempo.
Outra característica importante na avaliação tribológica é a verificação da formação
de filme lubrificante entre o contato esfera-disco. Quando o contato entre as superfícies
metálicas (esfera-plano) apresenta um percentual de filme próximo de zero significa que
há uma queda de potencial no contato e, portanto as superfícies estão significativamente
mais próximas (Farias et al., 2011). Porém, neste estudo, esta variável não foi analisada,
já que a utilização das partículas de Al2O3 (óxido cerâmico) causaria erros no sinal
indicado de formação de filme no contato, medido através da resistência elétrica no
contato.
5.5. AVALIAÇÃO DE DESGASTE DAS ESFERAS
As imagens das escaras de desgaste na esfera, correspondentes aos ensaios de
lubricidade são apresentadas na Figura 56, as quais foram obtidas através de microscópio
óptico com ampliação de 100 vezes. Os aspectos apresentados nas imagens indicam que
se trata de um desgaste abrasivo com a formação de escara de desgaste na esfera de aço
AISI 52100. Segundo as imagens analisadas, a maior escara é encontrada para a
concentração de 0,5 g/l de Al2O3.
0
0,02
0,04
0,06
0,08
0,1
0,12
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60
Co
efi
cien
te d
e a
trit
o (
-)
Tempo (min)
OM+0,1 g/l
OM Puro
OM+0,5 g/l
129
Figura 56. Imagens das escaras de desgaste correspondentes aos ensaios de lubricidade.
A) Diâmetro médio da escara medido para a concentração de 0,1 g/l. B) Diâmetro
médio da escara medido para o óleo mineral puro. C) Diâmetro médio da escara medido
para concentração de 0,5 g/l (Fonte: O Autor, 2015).
Na Tabela 24 são apresentados os valores de diâmetro da escara de desgaste (WSD)
para os lubrificantes analisados. A concentração de 0,5 g/l obteve maior coeficiente de
atrito dentre os ensaios e, consequentemente, WSD (330,66 ± 14,66 µm) 43% maior que
para a concentração de 0,1 g/l (231,33 ± 3,68 µm) e 30% maior que para o óleo mineral
130
puro (250,33 ± 3,85 µm). A concentração de 0,1 g/l permitiu reduzir a escara de desgaste
em 7,5%, com relação ao óleo mineral puro.
Vale ressaltar o fato de que não foram utilizados surfactantes nas amostras, já que a
presença destes materiais pode afetar a performance do óleo lubrificante devido a
formação de espuma em condições contínuas de uso do sistema (Sabareesh et al., 2012).
Porém, a utilização destes elementos pode proporcionar uma melhor dispersão das
nanopartículas e consequente melhoria na performance de lubrificação.
Luo et al. (2014) observaram que para amostras nativas de Al2O3 em lubrificante, a
suspensão se separa muito rapidamente e uma clara massa flutuante é observada acima
do sedimento. As interfaces de separação entre o sedimento e a massa flutuante se movem
para baixo com o tempo. No entanto, para nanopartículas de Al2O3 modificadas, a solução
é típica de suspensões bem dispersas e somente uma pequena quantidade de partículas
sedimenta com o tempo, que pode ser contrabalanceado pelo movimento Browniano. A
solução com nanopartículas modificadas pode permanecer cerca de 50 dias em perfeita
suspensão. Isto indica que a dispersão com KH-560 (silano epóxi-funcional) pode
melhorar a estabilidade de dispersão das nanopartículas no lubrificante.
Conforme constatado na Tabela 23, os maiores coeficientes de atrito proporcionados
pela concentração de 0,5 g/l e óleo mineral puro resultam em uma elevação na quantidade
de entropia gerada por atrito na interface de contato.
Tabela 24. Resultados do diâmetro da escara de desgaste (WSD).
Concentração de nanopartículas (g/l) WSD (µm)
0,0 250,33 ± 3,85
0,1 231,33 ± 3,68
0,5 330,66 ± 14,66
Além disso, observa-se que a escara de desgaste para a concentração de 0,5 g/l possui
uma característica superficial mais polida, efeito proporcionado pela concentração
elevada de nanopartículas (mecanismo predominante é o abrasivo, Shen et al., 2015).
Porém, neste caso, as nanopartículas não desempenharam papel benéfico ao sistema, se
comportando como um terceiro corpo na interface de contato, aumentando o coeficiente
de atrito e a escara de desgaste. Tal fato pode ser atribuído à elevada dureza das
nanopartículas de Al2O3, cerca de 8-9 Mohs (Peña-Parás et al., 2015).
131
O diâmetro das nanopartículas utilizadas (50 nm) também pode ter influenciado o
regime de lubrificação e o coeficiente de atrito, partículas de diâmetro reduzido
conseguem penetrar mais facilmente a região de contato em deslizamento sem perturbar
o regime hidrodinâmico (Luo et al., 2014).
Com base nos resultados de Luo et al. (2014), a utilização de nanopartículas de Al2O3
(0,1% em peso) modificadas com KH-560 permitiram reduzir o coeficiente de atrito em
17,61% e a escara de desgaste em 41,75% em comparação ao óleo puro. Estes resultados
divergem dos obtidos neste estudo, tal fato pode ser atribuído à presença do agente
modificador KH-560 que permite uma melhor dispersão das nanopartículas no
lubrificante.
5.6. AVALIAÇÃO DO DESGASTE DOS DISCOS POR MEV E EDS
A escara de desgaste do contracorpo (disco) apresenta mais detalhes superficiais após
os ensaios do que na superfície acabada (Figura 57). Sendo assim, foi definido um
referencial topológico (conforme Figura 58) baseado no sentido das horas de um relógio
para analisar a escara de desgaste.
Figura 57. Imagens da superfície do disco com acabamento superficial para os ensaios,
ampliadas em 50 e 100 vezes.
132
Figura 58. Referencial topológico para análise da escara de desgaste dos discos, de
acordo com a contagem de horas do relógio: 11-12-1 se situa no fim de curso da esfera
sob movimento alternado sobre a face plana do disco (Fonte: O Autor, 2015).
As imagens a seguir foram obtidas pela análise dos discos ensaiados com lubrificante
óleo mineral CP RF 32 puro, nanolubrificante à base de óleo mineral CP RF 32 + 0,1 g/l
de Al2O3 e nanolubrificante à base de óleo mineral CP RF 32 + 0,5 g/l de Al2O3.
A região da escara de desgaste foi analisada por sinais de Elétrons Secundários
(topográfico) e Retroespalhados (variação da composição) para caracterização do
mecanismo e morfologia do desgaste. A técnica de EDS ou EDX (espectroscopia por
energia dispersiva de raios-X) foi usada para fornecer a composição qualitativa da região
escolhida, conforme referência da Figura 56, acima.
5.6.1. Disco do Ensaio Lubrificado óleo mineral CP RF 32
A figura 59 apresenta a escara de desgaste para o disco lubrificado comóleo mineral
CPRF 32 puro. De acordo com a figura 59, o disco apresentou uma escara de desgaste
nas seguintes dimensões: 1,14 mm por 0,272 mm após 72000 ciclos de contato com a
esfera. A escara de desgaste é apresentada conforme referencial topológico mostrado na
133
figura 58, destacando as principais zonas de contato: central 0 (Fig.59 (b)), frontal 11-12-
1 (Fig. 59 (c)) e lateral 2-3-4 (Fig. 59 (d)).
O número de Péclet foi de 0,36 para esta escara de desgaste. Uma das superfícies se
desloca lentamente em relação à outra, podendo-se tratar o problema como similar a uma
fonte térmica que se desloca lentamente (Stachowiak e Batchelor, 1996). A taxa de
advecção de calor na superfície já se torna considerável em relaçao à taxa de difusão de
calor.
Figura 59. (a) Aspectos gerais da escara de desgaste do disco lubrificado com óleo
mineral CP RF 32 e ampliação das zonas de contato (b) central 0, (c) frontal 11-12-1 e
(d) lateral 2-3-4 (Fonte: O Autor, 2015).
134
A figura 60 apresenta ampliação da zona de contato 0 (central) referente ao ponto A.
Observa-se a formação de pit com dimensão considerável, tal mecanismo de desgaste é
resultante do deslizamento em contato entre a esfera e o disco, proporcionando maior
coeficiente de atrito a abrasão na superfície em deslizamento (Ciantar et al., 2000).
Constata-se ainda a presença de riscos longos, contínuos e de reduzida largura. Tal fato
pode ser resultado do maior coeficiente de atrito obtido para o óleo mineral puro. Os
riscos de dimensão considerável podem ser devidos ao desgaste abrasivo, ocasionando
um maior coeficiente de atrito no deslizamento, superior ao ensaio com nanolubrificante
0,1 g/l de Al2O3. Esta região foi analisada por EDS para determinar os componentes
presentes. A figura 61 apresenta este espectro.
Figura 60. Ampliação da zona de contato 0, destacando o ponto A (Fonte: O Autor,
2015).
Figura 61. Espectro EDS do ponto A na zona de contato 0.
135
De acordo com a intensidade dos picos para os elementos encontrados na figura 60
acima, nota-se que os componentes existentes são oxigênio, ferro e silício.
A figura 62 apresenta ampliação da zona de contato 2-3-4 (lateral), referente ao ponto
B. Observa-se a formação de uma região de proa lateral que separa nitidamente a
superfície em deslizamento da superfície não carregada. Este mecanismo é decorrente do
contato da esfera em deslizamento sobre o disco. Além disso, a superfície localizada mais
à esquerda se mostra como polida, enquanto a superfície à direita se encontra com traços
do acabamento superfícial de lixamento. Esta região de separação foi analisada via EDS
para determinar os componentes. A figura 63 apresenta estes resultados.
Figura 62. Ampliação da zona de contato 2-3-4, destacando o ponto B (Fonte: O Autor,
2015).
Figura 63. Espectro EDS do ponto B na zona de contato 2-3-4.
136
De acordo com a intensidade dos picos para os elementos encontrados na figura 60
acima, nota-se que os componentes existentes são oxigênio, ferro e silício. Ferro e silício
são constituintes básicos do ferro fundido cinzento utilizado. O oxigênio é resultante de
reações químicas na superfície de contato.
5.6.2. Disco Lubrificado com Óleo Mineral CP RF 32 + 0,1 g/l de Al2O3
A figura 64 apresenta a escara de desgaste para o disco lubrificado com
nanolubrificante à base de óleo mineral + 0,1 g/l de nanopartículas de Al2O3. De acordo
com a figura 64, o disco apresentou uma escara de desgaste nas seguintes dimensões: 1,08
mm por 0,232 mm após 72000 ciclos de contato com a esfera. A escara de desgaste é
apresentada conforme referencial topológico mostrado na figura 58, destacando as
principais zonas de contato: central 0 (Fig.63 (a)), frontal 11-12-1 (Fig. 64 (b)) e lateral
2-3-4 (Fig. 64 (c)).
O número de Péclet foi de 0,31 para esta escara de desgaste. Uma das superfícies se
desloca lentamente em relação à outra, podendo-se tratar o problema como similar a uma
fonte térmica que se desloca lentamente (Stachowiak e Batchelor, 1996). A taxa de
advecção de calor na superfície já se torna considerável em relação à taxa de difusão de
calor no material. A taxa de difusão de calor é maior em relação ao ensaio com óleo
mineral puro.
137
Figura 64. (a) Aspectos gerais da escara de desgaste do disco lubrificado com com óleo
mineral CP RF 32 + 0,1 g/l de Al2O3 e ampliação das zonas de contato (b) central 0, (c)
frontal 11-12-1 e (d) lateral 2-3-4 (Fonte: O Autor, 2015).
A figura 65 apresenta a ampliação da zona de contato frontal (11-12-1) para
visualização dos pontos A e B. Constatou-se um arrancamento e deslocamento de grão
até o final do curso da esfera em deslizamento. A figura 66 apresenta o espectro EDS
desta região.
Figura 65. Zona de contato 11-12-1 do disco lubrificado com óleo CP RF 32 + 0,1 g/l
de Al2O3. Ampliação de 2500x (Fonte: O Autor, 2015).
138
Figura 66. Espectro EDS da zona de contato 11-12-1.
De acordo com o espectro de EDS acima, observa-se a presença de partículas de
alumínio. As partículas de alumínio são consequência da aglomeração das nanopartículas
de Al2O3 e possível preenchimento das cavidades em questão. Neste caso, a concentração
de alumínio foi inferior à região central 0, da escara. Tal fato corrobora com a teoria do
efeito de preenchimento e polimento, citado por Lee et al. (2009). Os demais
componentes (ferro e silício) são integrantes do material do disco utilizado (FC-200).
As imagens ampliadas da região de contato central 0 são apresentadas na figura 67.
Observa-se a formação de uma superfície com leve polimento e exposição de pequenos
poços resultantes da composição e estrutura do material ferro fundido cinzento (FC-200).
Também constatou-se a presença de riscos de pequena espessura. Esta região foi
caracterizada através da análise de EDS, apresentada na figura 68.
Figura 67. Zona de contato 0: aspecto topográfico da superfície (Fonte: O Autor, 2015).
139
Figura 68. Espectro EDS da zona de contato 0.
De acordo com o espectro de EDS, observa-se a presença de partículas de cálcio,
alumínio e oxigênio. As partículas de cálcio podem ter origem do processo de usinagem
e acabamento do disco. Os traços de alumínio são consequência da aglomeração das
nanopartículas de Al2O3 e preenchimento de pequenas cavidades. Tal fato corrobora com
a teoria do efeito de preenchimento citado por Lee et al. (2009). Os demais componentes
(ferro e silício) são integrantes do material do disco utilizado (FC-200).
5.6.3. Disco do Ensaio Lubrificado com nanolubrificante à base de óleo CP RF 32 +
0,5 g/l de nanopartículas de Al2O3
A figura 69 apresenta a escara de desgaste para o disco lubrificado com
nanolubrificante à base de óleo mineral + 0,5 g/l de nanopartículas de Al2O3. De acordo
com a figura 69, o disco apresentou uma escara de desgaste nas seguintes dimensões: 1,20
mm por 0,323 mm após 72000 ciclos de contato com a esfera. A escara de desgaste é
apresentada conforme referencial topológico mostrado na figura 58, destacando as
principais zonas de contato: central 0 (Fig.69 (b)), frontal 11-12-1 (Fig. 69 (c)) e lateral
2-3-4 (Fig. 69 (d)).
O número de Péclet foi de 0,43 para esta escara de desgaste. Uma das superfícies se
desloca lentamente em relação à outra, podendo-se tratar o problema como similar a uma
fonte térmica que se desloca lentamente (Stachowiak e Batchelor, 1996). A taxa de
advecção de calor na superfície já se torna considerável em relação à taxa de difusão de
calor no material. A taxa de advecção de calor na superfície é a maior em relação aos
ensaios com óleo mineral puro e com 0,1 g/l de Al2O3.
140
Figura 69. (a) Aspectos gerais da escara de desgaste do disco lubrificado com óleo
mineral CP RF 32 + 0,5 g/l de Al2O3, e ampliação das zonas de contato (b) central 0,
(c) frontal 11-12-1 e (d) lateral 2-3-4 (Fonte: O Autor, 2015).
A figura 70 apresenta ampliação da zona de contato 0 (central), referente ao ponto A.
Observa-se a formação de pit, tal fato decorre do mecanismo de desgaste existente no
contato de deslizamento entre a esfera e o disco. Porém, constata-se um poço com
dimensão bastante reduzida em comparação ao ensaio com óleo mineral puro. Outro fato
constatado é o polimento severo da superfície e presença de riscos relacionados ao
desgaste abrasivo ocasionado pela provável aglomeração das nanopartículas, resultando
em maior coeficiente de atrito e maior escara de desgaste. A figura 71 apresenta o espectro
EDS para esta região selecionada.
141
Figura 70. Ampliação da zona de contato 0, destacando o ponto A (Fonte: O Autor,
2015).
Figura 71. Espectro EDS do ponto A na zona de contato 0.
De acordo com o espectro de EDS acima, observa-se somente a presença dos
constituintes básicos do ferro fundido utilizado como material do disco (FC-200). A não
existência de partículas de alumínio nesta região pode se dever ao fato de que a elevada
concentração destas no lubrificante permitiu uma intensificação do efeito de polimento
da superfície em detrimento ao efeito de preenchimento. Resultando em maior coeficiente
de atrito e maior dimensão da escara de desgaste em ambos os corpos (esfera e disco).
A figura 72 apresenta ampliação da zona de contato 2-3-4 (lateral), referente ao ponto
B. Observa-se a formação de uma região de proa lateral que separa nítidamente a
superfície em deslizamento da superfície não carregada. Este mecanismo é decorrente do
142
contato da esfera em deslizamento sobre o disco. Além disso, a superfície localizada mais
à esquerda se mostra como bastante polida, enquanto a superfície à direita se encontra
com traços do acabamento superfícial de lixamento e algumas deformações estruturais na
interface destas. Esta região de separação foi analisada via EDS para determinar os
componentes. A figura 73 apresenta estes resultados.
Figura 72. Ampliação da zona de contato 2-3-4, destacando o ponto B (Fonte: O Autor,
2015).
Figura 73. Espectro EDS do ponto B na zona de contato 2-3-4.
De acordo com o espectro de EDS acima, observa-se a presença dos constituintes
básicos (ferro e silício) do ferro fundido utilizado como material do disco (FC-200) e de
enxofre. A ocorrência de traços de enxofre pode ser resultante da degradação do
143
lubrificante durante o processo de deslizamento. A não existência de partículas de
alumínio nesta região pode se dever ao fato de que a elevada concentração destas no
lubrificante permitiu uma intensificação do efeito de polimento da superfície em
detrimento ao efeito de preenchimento.
Do ponto de vista tribológico, a utilização de 0,1 g/l de nanopartículas em suspensão
no lubrificante proporcionou leve melhoria na lubricidade e desgaste. Tornando o
processo menos irreversível. A utilização de 0,5 g/l de nanopartículas proporcionou
prejuízo considerável nas condições de lubricidade e desgaste, devendo ser evitada. Este
fato pode ser atribuído à necessidade de melhor dispersão das nanopartículas no fluido
através do uso de surfactantes ou revestimento das particulas, além da elevada dureza das
nanopartículas de Al2O3 (8-9 Mohs). Neste sentido, conclui-se que deve existir uma
composição ótima de nanolubrificante que agregue tanto em efeitos tribológicos quanto
em efeitos térmicos.
Porém, conforme mencionado por Kedzierski (2013), o uso de surfactantes ou
nanopartículas modificadas pode ser a chave para obter a estabilidade destas suspensões,
mas, estes adicionam um nível de complexidade para aplicação em sistemas de
transferência de calor que é pouco compreendido.
Neste altura do desenvolvimento, parece que a condição ideal da utilização de
nanolubrificantes, do ponto de vista tribológico, esbarra nos requisitos térmicos para fins
de aplicação em sistemas térmicos. Já que, a utilização de surfactantes é necessária para
o desenvolvimento de nanolubrificantes aceitáveis, porém, prejudica os mecanismos de
transferência de calor nos trocadores de calor do sistema. Estes fatos resultam na
necessidade de desenvolvimento conjunto de pesquisas relacionando estas duas áreas,
tribologia e transferência de calor, para que o meio (tribologia) não possa anular o fim
(transferência de calor) em sistemas de refrigeração, especialmente.
Neste sentido, passa a existir um novo fator dissipativo sobre a performance do
refrigerador exoreversível, o fator relativo ao aditivo surfactante, que deve ser analisado
em detalhes.
5.7. MINIATURIZAÇÃO OU NANOMATERIAIS?
Neste momento, cabe uma discussão acerca do fenômeno da auto-organização e
nanotecnologia.
144
Basicamente, existem duas vertentes sobre a utilização da nanotecnologia. A primeira
(top-down) se refere à miniaturização de uma geometria definida em macroescala para a
nanoescala, integrando uma arquitetura. A segunda (bottom-up) vertente faz referência à
utilização de nanomateriais para o aproveitamento da habilidade de auto-organização
destes materiais dentro de um sistema.
Estas duas vertentes inserem um paradigma entre a física determinista e não-
determinista (mecânica estatística)
Adrian Bejan, pesquisador que desenvolveu a Teoria Construtal, defende que os
sistemas devem evoluir de forma a facilitar o fluxo através de geometrias definidas e
específicas, para determinadas situações. Este pesquisador está relacionado à vertente da
miniaturização de geometrias para compor uma arquitetura de fluxo única.
Muitos trabalhos tem sido desenvolvidos sobre a estruturação destes perfis geométricos
específicos, como é o caso de arquiteturas de trocadores de calor
Esta linha de desenvolvimento contempla alguns estudiosos relacionados à área da
Tribologia, reproduzindo perfis de superfícies biológicas em superfícies técnicas
(biomimética).
Como exemplo, pode-se citar o chamado “efeito Lotus” que se refere ao
comportamento extremamente repelente à água e de auto-limpeza das folhas da planta
Lotus. A superfície da folha de Lotus tem pequenas protuberâncias (15-20 μm máximo,
em intervalos de 20-25 μm), coberta por cristais hidrofóbicos de cera (1 nm de diâmetro),
conforme Figura 74 abaixo.
Figura 74. a) planta Lotus; b) protuberâncias micrométricas e c) nano-padrões
biomiméticos (Fonte: Singh e Su, 2013).
145
O fato é que as protuberâncias e a cera nas folhas de Lotus reduzem a energia
superficial e a área de contato é muito inspiradora para controlar o atrito em pequena
escala. Sendo assim, pesquisadores tem desenvolvido vários padrões superficiais
biomiméticos, mimetizando as protuberâncias das folhas de Lotus, e tem conseguido
redução significante nas forças superficiais em micro/nanoescala (Singh e Su, 2013).
Neste sentido, coloca-se a seguinte questão: a nanolubrificação se encaixa em qual das
vertentes? miniaturização ou auto-organização de nanomateriais em um meio?
Pelo caráter probabilístico da funcionalidade da auto-organização obtida com a
nanolubrificação podemos dizer que ela possui maior capacidade de adaptação a diversos
regimes de operação, tornando a avaliação dos efeitos obtidos mais complexa. A
miniaturização, por sua vez, possui comportamento mais previsível e limitado a uma
gama de aplicações mais restrita, como seria o caso da texturização micro ou nanométrica
de superfícies para fins específicos.
Assim, estudos futuros devem caminhar na direção da integração destas duas
abordagens: utilização de texturas superficiais miniaturizadas aliada ao uso de fluidos
lubrificantes nanoestruturados que permitam uma maior capacidade de auto-organização
em uso. No patamar deste trabalho, a análise se limitou a uma tentativa isolada de uso da
abordagem bottom-up juntamente ao fluido lubrificante.
6. CONCLUSÕES E RECOMENDAÇÕES
146
Conforme os modelos termodinâmicos e termofísicos desenvolvidos, além das
análises tribológicas da aplicação das nanopartículas de Al2O3 como aditivo lubrificante
em compressor hermético do refrigerador, podemos concluir que:
1. A velocidade de rotação do ventilador do condensador é o parâmetro de maior
influência (46,2%) na performance termodinâmica do refrigerador, seguido da
carga de R600a (38,6 %). A concentração de nanopartículas de Al2O3 no
lubrificante desempenha a menor influência na performance do sistema, com 12,4
%.
2. Para o experimento em questão, a interação entre a velocidade de rotação (RPM)
e concentração de Al2O3 (g/l) no lubrificante apresenta uma severidade de
interação de 45,8% sobre a performance do refrigerador. As combinações entre
carga de R600a/velocidade de rotação (RPM) e carga de R600a/concentração de
Al2O3 apresentam, ambas, severidade de interação de 15,3 %.
3. De acordo com a tabela ANOVA e software Qualitek 4.0, a condição ótima de
operação do sistema corresponde a uma carga de R600a de 100 g, velocidade de
rotação do ventilador de 800 RPM e concentração de Al2O3 no lubrificante de 0,5
g/l.
4. A operação com R134a apresentou a maior irreversibilidade no processo de
compressão, superior em cerca de 32% em relação aos ensaios com óleo mineral
e nanopartículas de Al2O3. A contribuição da irreversibilidade no processo 2-3
sobre a irreversibilidade total é bastante elevada (cerca de 95%).
5. A eficiência exergética para os ensaios com R600a e nanolubrificante é superior
em cerca de 5,5% ao R134a no momento de desligamento do termostato. A
eficiência tende a aumentar à medida que a temperatura interna do refrigerador é
reduzida. A eficiência exergética dos ensaios com R600a e nanolubrificante pode
ser ainda melhorada por meio da redução das irreversibilidades no trocador de
calor interno.
6. Os resultados de consumo de energia indicam que a adição de nanopartículas ao
lubrificante (0,5 g/l), juntamente com o R600a, permitem reduzir o consumo do
refrigerador em 25,9%, com relação ao R134a e lubrificante POE. A concentração
de 0,1 g/l, com o R600a, reduziu o consumo em 22%. Somente a adição de
nanopartículas de Al2O3 ao lubrificante, sem alterar o refrigerante, resulta em
redução de cerca de 5% no consumo.
147
7. A presença das nanopartículas permitiram obter temperaturas de evaporação mais
reduzidas em relação à operação com óleo mineral puro (em cerca de 27%). Este
fato pode ser atribuído aos ganhos relativos à redução das perdas por efeito
térmico de Joule no compressor, devido à melhoria na performance de
transferência de calor do nanolubrificante, fazendo com que o compressor
atingisse temperaturas de cárter inferiores, conforme modelo de refrigerador
exoreversível.
8. O número de ciclos por hora para os ensaios com R600a e nanolubrificante foi
cerca de 50% inferior ao R134a e POE. Tal fato é muito benéfico para o sistema,
já que a ciclagem curta é um problema que deve ser evitado nos compressores
(Copeland, 2002), prolongando a sua vida útil. Os ensaios com R600a e
nanolubrificante promoveram ciclos com maior duração, acarretando numa maior
porcentagem de funcionamento.
9. O tempo de funcionamento até atingir o set-point nos ensaios de ciclagem é
claramente inferior para o R134a, cerca de 56% inferior. Os tempos de
funcionamento são maiores para os ensaios com R600a e nanolubrificante, porém,
com potência reduzida em cerca de 14%. Tal fato é atribuído à característica de
que os processos que ocorrem na operação com R600a e nanolubrificante se
aproximam mais da condição de tempo infinito (reversibilidade), sob o ponto de
vista da teoria da termodinâmica de tempo finito.
10. A concentração de 0,5 g/l apresentou pobre comportamento de lubricidade,
apresentando um perfil crescente no coeficiente de atrito até estabilizar em cerca
de 0,1015 ± 0,0015, aproximadamente 8,5% superior ao coeficiente de atrito
proporcionado pela concentração com 0,1 g/l de nanopartículas. A concentração
de 0,1 g/l permitiu reduzir o coeficiente de atrito em 3% com relação ao óleo
mineral puro.
11. A concentração de 0,5 g/l obteve maior coeficiente de atrito e, consequentemente,
diâmetro da escara de desgaste na esfera (WSD) (330,66 ± 14,66 µm) 43% maior
que para a concentração de 0,1 g/l (231,33 ± 3,68 µm) e 32% maior que para o
óleo mineral puro (250,33 ± 3,85 µm), após 72000 ciclos de contato com o disco
em deslizamento alternado.
12. A concentração de 0,1 g/l juntamente com o R600a seria a melhor alternativa para
uso no compressor hermético, pois apresentou redução de consumo considerável
148
(22%) em relação ao R134a e obteve comportamento tribológico melhorado em
relação ao óleo mineral puro e concentração de 0,5 g/l.
Como recomendações para trabalhos futuros, sugere-se:
1. Desenvolver modelo de refrigerador irreversível (exoreversível + endoreversível)
levando em consideração a existência do fator relativo ao surfactante adicionado
no lubrificante, que não foi considerado no presente trabalho.
2. Realizar análise tribo-termodinâmica do uso de nanopartículas de Al2O3 como
aditivo lubrificante com a presença de surfactantes.
3. Realizar estudo centrado na integração das filosofias nanotecnológicas top-down
e bottom-up aplicada a sistemas de refrigeração. Seja com arranjos específicos
miniaturizados de trocadores de calor juntamente com uso de nanofluidos, seja
com arranjos texturizados das superfícies técnicas para fins tribológicos.
4. Avaliar a confiabilidade do uso de nanolubrificantes em compressores herméticos
utilizando bancadas de ensaio acelerado para simular condições de uso de longos
períodos.
5. Avaliar a compatibilidade termodinâmica e tribológica do uso de nanopartículas
com óleos éster.
6. Avaliar a lubricidade de nanolubrificantes à base de Al2O3 em equipamento
HFRR introduzindo uma atmosfera dos gases refrigerantes R134a e R600a na
região de contato, de modo a reproduzir uma situação de deslizamento mais
próxima do real.
7. Desenvolver estudo para determinar a concentraçao ótima de nanopartículas de
Al2O3 no lubrificante com base em método Taguchi, tendo como critério de
qualidade “menor coeficiente de atrito é melhor”.
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ANEXOS
Anexo 1 – Laudo Técnico de Calibração de Analisador de
Condutividade, Difusividade e Resistividade térmica KD2PRO.
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